ВФРодионоб

Б.М.Фиттерман

ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ЛЕГКОВЫХ
АВТОМОБИЛЕЙ

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ,
ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ
И ОБЩАЯ КОМПОНОВКА

Под редакцией

В. В- ОСЕПЧУГОВА

Издание второе,
переработанное
и дополненное

МОСКВА

• МАШИНОСТРОЕНИЕ *
1960
ББК 39.33

Р60

УДК 629.114.6(001.2)

Родионов В. Ф., Фиттерман Б. М.

Р60 Проектирование легковых автомобилей. — 2-е изд.,
перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1980.— 479 с., ил.

В пер. 3 р. 60 к.

В монографии рассмотрены стадии и этапы проектирования легкового
автомобиля; приведены рекомендации по составлению технического задания
на проектирование и разработку эскизного проекта; даны методы разработки
общей компоновки автомобиля; рассмотрены вопросы прогнозирования выход-
ных показателей, безопасности автомобиля, расчеты несущей системы.

Монография предназначена для научных работников и инженеров-
конструкторов, занимающихся проектированием легковых автомобилей.

п 31803-188	„	ББК 39 33

Р ,,ая ,П1Ч сп 188-80	3603030000	ЬЬК

038 (01)-80	6Т2.1

© Издательство «Машиностроение», 1980 г.
Предисловие ко второму изданию

Во втором издании книги учтены: замечания и отзывы
по первому изданию, полученные от специалистов;
последние достижения науки об автомобиле и новейшие
технические приемы и средства проектирования; новые
государственные стандарты и отраслевые стандарты
Министерства автомобильной промышленности, опре-
деляющие терминологию и регламентирующие процессы
проектирования и испытания автомобиля и его агре-
гатов.

В книге систематизирован накопленный авторами
материал по начальной стадии проектирования легко-
вых автомобилей.

Автомобильная промышленность, в особенности про-
изводство легковых автомобилей, является быстро-
прогрессирующей отраслью машиностроения. За годы,
истекшие с момента выхода первого издания книги,
много моделей автомобилей устарело и было заменено
новыми. В связи с этим содержание книги пересмотрено
и устаревший материал исключен.

Несколько изменена последовательность изложения
материала для его большей компактности, исключения
повторений и пробелов. Во втором издании книги физи-
ческие величины переведены из системы СГС в между-
народную систему единиц СИ. В тех случаях, когда
переход па новую систему единиц, по мнению авторов,
нарушил бы укоренившиеся представления, например
применение кВт взамен л. с., даны новые размерности
по системе СИ и сохранены старые по системе СГС.
Введение

Процесс проектирования можно разделить на следующие этапы:
составление технического задания;

создание общей компоновки объекта;

постройка необходимых макетов, позволяющих решать слож-
ные технические задачи;

изготовление рабочих чертежей, создание технических усло-
вий и прочей документации, передаваемой в производство для раз-
работки технологического процесса и заказа оборудования;

постройка, доводка и испытание новых образцов;

корректировка рабочих чертежей и передача их для изготовле-
ния оснастки и инструмента.

На последнем этапе конструкторское бюро включается в ра-
боту по серийному или массовому производству, состоящую в ос-
новном в устранении дефектов объекта и в его модернизации.

Создание нового автомобиля — сложный и многогранный про-
цесс; при этом творческая работа конструктора должна быть тесно
увязана с производственными процессами и научными исследо-
ваниями.

Чтобы предотвратить выпуск дефектных или недоведенных кон-
струкций, недостатки которых по тем или иным причинам не могли
быть обнаружены при контрольных и приемочных испытаниях,
необходимо создать систему проектирования, исключающую или
уменьшающую число ошибок.

Развитие промышленности, расширение кооперации, выходя-
щей даже за пределы народного хозяйства СССР, вызвало необ-
ходимость в регламентации многих элементов, определяющих хо-
зяйственную жизнь нашей страны. Оказалось целесообразным стан-
дартизовать не только сами изделия, но и ту техническую доку-
ментацию, в которой даны как сами определяющие размеры дета-
лей, так и их качество.

Поэтому за последнее десятилетие введено в действие большое
количество Государственных стандартов, устанавливающих пра-
вила оформления различной технической документации, обусло-
вливающей качество изделия и взаимозаменяемость его деталей.
Одновременно было обращено внимание на идентичность оформле-
ния самой технической документации (система ЕСКД).
Особое внимание было уделено вопросам оценки качества изде-
лия и, в связи с массовым экспортом советских товаров, оценки
их технического уровня. Поэтому в 1971 г. был утвержден
ГОСТ 2.116—71 «Карта технического уровня и качество продук-
ции», определяющий возможность выпуска подобных отраслевых
документов, устанавливающих специфику той отрасли, для кото-
рой предназначена данная карта.

Решению о создании и использовании в народном хозяйстве
СССР любого нового объекта транспортной техники, в том числе
и легкового автомобиля, если он требует значительных капита-
ловложений, предшествует кропотливая работа по подготовке
технико-экономической документации, подтверждающей целесо-
образность постройки нового автомобиля, необходимого для реше-
ния народнохозяйственных задач или для удовлетворения потреб-
ностей населения.

В этой части подготовительной работы чисто экономические
исследования превалируют над техническими разработками. Эко-
номисты прежде всего должны выяснить, какие отрасли народного
хозяйства необходимо удовлетворить, объем спроса и конкурент-
ную конъюктуру, покупательную способность потребителя, осо-
бенно если это индивидуальный владелец, располагаемые ресурсы
в области необходимых стандартных и специальных материалов,
размеры допускаемых капиталовложений, необходимых для орга-
низации новых видов производства или расширения старых, ожи-
даемые поступления в государственный бюджет и т. п. После та-
ких расчетов определяют примерные технические показатели,
которые являются основой будущего решения о производстве но-
вого объекта.

Решение об организации производства экономически важного
нового объекта, в том числе и легкового автомобиля, составляют
в краткой директивной форме. Это решение является принципиаль-
ным документом, на основании которого соответствующим орга-
низациям поручаются различные работы с указанием сроков начала
выпуска нового автомобиля. Как правило, такое постановление
касается перспективного плана работ по всей отрасли в целом
на принятый экономический период (пятилетие, десятилетие),
а решение по данному объекту является его составной частью.

В постановлении обычно, помимо назначения или цели разра-
ботки, приведены данные выпуска и следующие параметры и
показатели 1 автомобиля: число мест, сухая масса, максимальная
скорость и эксплуатационный расход топлива. По этим параметрам
и показателям могут быть подсчитаны расходы материалов, не-
обходимых для производства и последующей эксплуатации авто-
мобиля.

* Под параметрами понимаем данные, определяющие конструктивные осо-
бенности, размеры автомобиля и его узлов; а под показателями — данные хара-
ктеризующие эксплуатационные свойства автомобиля.
Затем намечают заводы-изготовители автомобиля и устанавли-
вают министерство, ответственное за непосредственную организа-
цию производства. Это министерство выдает конкретные задания
на объект и на строительство предприятий для его изготовления.
Для этой цели правительственное решение подготовляют так, чтобы
каждый его пункт был подтвержден конструктором — создателем
объекта производства, проектантом нового завода или цехов, свя-
занных с расширением старых предприятий, изготовителем изде-
лий смежных производств, эксплуатационными организациями,
обеспечивающими уход за автомобилем и его ремонт; а также орга-
низациями, ведающими снабжением горюче-смазочными мате-
риалами.

Этот первый документ включает многие разделы, в том числе
и техническое задание на проектирование, которое является основ-
ным документом для начала конструкторской разработки нового
изделия. Особо важным следует считать первый этап проектиро-
вания объекта производства, в который также входит составление
эскизного проекта. Техническое задание определяет как дальней-
ший ход конструирования, так и направление технологической
подготовки. В техническом задании должны быть предусмотрены
не только эксплуатационные свойства объекта, но и технологиче-
ские возможности их достижения.

В случае неправильно составленного технического задания,
в котором отдельные пункты взаимно не соответствуют друг другу,
как например, большие габаритные размеры и малая масса, или
не оговорены пункты, определяющие требования эксплуатацион-
ников, что в дальнейшем может вызвать отказ заказчика отданной
модели автомобиля или предъявление дополнительных требова-
ний, вызывающих значительную переделку конструкции.

Техническое задание предопределяет общее направление работ
по конструированию, исследованиям, разработке технологии и
даже по строительству или переоснащению как основного завода,
так и заводов-смежников.

Общий ход работ по непосредственному осуществлению про-
екта определяется группой специальных документов — отрасле-
вых стандартов, содержащих основные положения, по которым
разрабатывают новые изделия и подготавливают их производ-
ство.

Основным документом является ГОСТ 15.001.73 — «Разработка
и постановка продукции на производство. Основные положения».
Дополнительными документами служат; ОСТ 37.001.507—73 —
«Разработка и постановка на производство изделий автомобильной
промышленности». ОСТ 37.001.508—73 — «Разработка и утвер-
ждение технической документации». ОСТ 37.001.509—73 — «Испы-
тание опытных образцов и изделий серийного производства».
ОСТ 37.001.501—72 — «Категории, варианты и группировки из-
делий основного производства отрасли». ОСТ 37.001.503—72
«Стадии разработки — ЕСКД».
Наименование

Хус лтгс пвенныв
прррът __________

Кузов

Шасси

Электрооборудование

Опытное производство

Испытание

Проверка безопасности

Контроль массы
Производственный
контроль__________

Время в неделях
Стоимость д немец-
ких марках

200	230

Рис. 1. График планирования подготовки производства автомобиля Фольксва-
ген Гольф

Рис. 2. Сетевой график первого этапа проектирования:

О — начало работы по Данным Госплана; 1 — класс автомобиля; 2 — себестоимость
автомобиля; 3 — масштаб производства; 4 — срок пуска производства; 5 — решение
о начале производства; 6 — статистический анализ; 7 — анализ компоновочных схем
аналогов; 8 — подбор аналогов; 9 — испытание аналогов; 10 и 11 — конструктивные
анализы компоновочных схем соответственно автомобиля и его агрегатов; 12 — экспери-
менты, связанные с конструктивным анализом; 13 — определение технического уровня
аналогов; 14 — необходимые теоретические исследования; 15 — выбор общей компоновки
автомобиля; 16 — эксперименты, связанные с выбором общей компоновки; 17 кон-
струкция автомобиля и его агрегатов и прогнозирование масс; 18 — подготовка мате-
риала для технического задания; 19 — общие вопросы технического задания; 20 — ос-
новные конструктивные направления; 21 — модификации: 22 — установлелис основных
параметров и показателей; 23 — исходные и выходные параметры и показатели; 24 —
параметрирование; 25 — показатели агрегатов; 26 — параметры агрегатов; 27 — выбор
схем агрегатов; 28 — обслуживание; 29 — материалы для эскизного проекта; 30 — ма-
териалы для компоновочного паспорта; 31 — эскизы компоновщиков и задания дизай-
нерам; 32 — эскизы дизайнеров; 33 — макеты в 1/5 натуральной величины; 34 — по-
садочный макет; 35 — макет в натуральную величину; 36 — определение экономической
ценесообразности новой модели; 37 — определение технического уровня новой модели;
38 — патентный поиск; 39 -- специальные вопросы; 40 — пояснительная записка; 41 —
компоновочный паспорт; 42 — техническое задание согласно ОСТ 37»)01-508—73.
В перечисленных документах изложены положения, опреде-
ляющие:

характер ответственности за выполняемую работу как основ-
ного проектанта, так и соисполнителей;

перечень документов, представляемых при утверждении тех-
нического задания на разработку нового изделия, и характер их
оформления;

список документов, без которых невозможно принять решение
о начале производства нового изделия;

нормативы на изготовление и испытание новых образцов
изделия;

формы документов, подлежащих представлению в министерство
на различных этапах готовности технического проекта;

порядок представления образцов новых изделий для утвержде-
ния передачи их в производство.

Приступая к конструированию, главный проектант составляет
план проведения всех работ, без которых и проект и образец не
могут быть утверждены и не может быть начато производство
нового изделия.

При создании сложных объектов новой техники оказывается
необходимым координировать научно-исследовательские и опытно-
конструкторские работы и работы по выпуску технической доку-
ментации, необходимой для организации производства. План
работ устанавливает общую длительность всего процесса, продол-
жительность и последовательность всех входящих в него работ.

Для планирования этой деятельности можно применять так
называемые ленточные графики—графики Ганта (рис. 1). Однако
часто таких графиков бывает недостаточно и в этом случае целе-
сообразно применять методы сетевого планирования и управления
(СПУ), основанные на графическом изображении комплекса работ,
отражающего их последовательность, взаимосвязь и длитель-
ность. График СПУ первого этапа проектирования приведен
на рис. 2.
Часть первая

Выбор компоновочной схемы,
исходных параметров
и показателей автомобиля

Глава I

Классификация легковых автомобилей

§ 1.	Основные положения классификации

Прежде чем начать изложение основ конструирования, необхо-
димо установить положения, при помощи которых создана при-
нятая в настоящее время классификация легковых автомоби-
лей, утвержденная Министерством автомобильной промышлен-
ности.

Легковые автомобили отличаются назначением, числом мест,
массой, рабочим объемом двигателя и типами кузовов. Для оценки
конструкции автомобиля и выбора элементов, которые могут быть
использованы при создании новых моделей, автомобили необхо-
димо классифицировать, т. е. разделить на группы, объединяю-
щие близкие образцы. Поэтому перед составлением технического
задания необходимо знать класс автомобиля, в котором его пред-
полагают проектировать, и найти аналоги, с которыми будущий
автомобиль можно было бы сравнивать.

Для создания классификации также необходимо установить
основные параметры и показатели, пригодные для оценки всех
легковых автомобилей. Первоначально легковые автомобили раз-
деляли только по типам кузовов и числу мест. Однако эти пара-
метры скоро оказались неприемлемыми, так как на любое шасси
можно поставить самые разнообразные кузова (открытые и за-
крытые) с разным числом пассажирских мест. Также недостаточно
удачным было деление автомобилей только по массе, хотя таким
образом можно было ближе подойти к оценке конструкции.

Долгое время с большим успехом пользовались системой клас-
сификации, основанной на рабочем объеме двигателя. Мощность,
снимаемая с единицы рабочего объема двигателя (литровая мощ-
ность), бесспорно, является показателем совершенства его рабо-
чего процесса и одновременно позволяет оценить некоторые эко-
номические показатели автомобиля в целом.	*•

В дальнейшем значительный прогресс в конструкции двига-
телей н в совершенствовании рабочего процесса привел к тому,
что двигатели с малым рабочим объемом, но с большой частотой
вращения коленчатого вала и более высокой степенью сжатия
оказались по мощностным параметрам пригодными даже для уста-
новки на большие автомобили. Таким образом, и этот показатель —-
рабочий объем — не мог быть использован как единственный
признак при классификации автомобилей. При анализе действую-
щих классификаций пришли к выводу, что современные автомобили
вообще нельзя делить на классы или группы, пользуясь только
одним параметром пли показателем.

Сочетание двух параметров — рабочего объема двигателя и
массы автомобиля — позволяет достаточно объективно оценить
конструктивные и эксплуатационные особенности различных авто-
мобилей. Потенциальные возможности двигателя характеризу-
ются его рабочим объемом, а масса автомобиля является пара-
метром, связанным с размерами, нагрузкой и прочностью. Таким
образом, оба параметра как бы взаимно корректируют и допол-
няют общую характеристику классифицируемого автомобиля.

Отметим, что если принятый параметр по двигателю — рабочий
объем — при определении размеров поршневого двигателя не
является спорным (роторно-поршневые двигатели требуют другой
оценки), то выбрать необходимый параметр автомобиля по массе
оказалось труднее.

Существует несколько определений состояний масс автомобиля.
В СССР применяют следующие весовые состояния.

Сухая масса автомобиля Go — масса автомобиля без снаряже-
ния, т. е. без инструмента, запасного колеса, дополнительного обо-
рудования (например, радиоприемника, установок для кондицио-
нирования воздуха и т. п.) и заправки (топлива, жидкой смазки
и воды). Масса жидкости в амортизаторах, смазки в агрегатах и
шарнирах, а также электролит в аккумуляторной батарее входят
в сухую массу автомобиля.

Понятие «сухая масса» условно, так как автомобиль без сна-
ряжения эксплуатировать нельзя. Однако сухая масса определяет
конструкцию. Без нее нельзя оценить параметры обследуемого
автомобиля, так как снаряжение может изменяться, даже в зави-
симости от таких организационно-технических факторов как нали-
чие сети станций обслуживания, бензоколонок и пр.

Снаряженная масса автомобиля Gcn — масса автомобиля в со-
стоянии, пригодном для эксплуатации, т. е. со снаряжением, до-
полнительным оборудованием по техническим условиям (ТУ),
заправкой и т. п., но без водителя и пассажиров.

Полная масса автомобиля Ga — масса снаряженного автомо-
биля с полным числом пассажиров (по числу мест, включая и во-
дителя) и с багажом. В СССР масса пассажира принята равной
70 кг, а масса багажа на одно пассажиро-место равной 10 кг.

В СССР в качестве классификационного параметра рекомендо-
вана сухая масса.

В зарубежном автомобилестроении также не существует одно-
значных состояний масс. В ГДР, ФРГ и Франции применяют по-
нятие, аналогичное нашему понятию «снаряженная масса», при-
чем по терминологии DIN (ФРГ) ее называют Leergewicht (массой
порожнего автомобиля), а по терминологии SIA (Франция) —
Le poid en ordre de marche (массой автомобиля, пригодного для
10
эксплуатации, по без дополнительного оборудования (радиоприем-
ника и т. п.).

Б Англии также принято понятие «снаряженная масса», т. е.
масса автомобиля, подготовленного к эксплуатации. Кроме того,
существует свое особое понятие «сухой массы» (Kerbweigt), т. е.
массы автомобиля, заправленного маслом и водой, с инструментом
и запасным колесом, но без дополнительного оборудования и
с половинным запасом топлива, указанным в спецификации.

В США используют рекомендуемые SAE нормы, в которых
обусловлены следующие градации:

упаковочная масса — масса стандартного 1 автомобиля без
топлива, воды, дополнительного оборудования, принадлежностей
и багажа, но с учетом массы масла в двигателе;

паспортная масса — упаковочная масса автомобиля с учетом
массы некоторого дополнительного оборудования (автоматиче-
ская коробка передач, установка для кондиционирования воздуха
и т. п.);

наблюдаемая масса — упаковочная масса автомобиля с уче-
том массы топлива, воды, дополнительного оборудования и при-
надлежностей, установленных на автомобиле к моменту его по-
купки;

масса в заправленном состоянии — масса стандартного авто-
мобиля без дополнительного оборудования, принадлежностей и
багажа, но с учетом массы воды, масла и топлива;

нормальная масса — масса автомобиля в заправленном со-
стоянии с учетом массы двух человек на переднем сиденьи и одного
человека на заднем (масса человека принята равной 68 кг);

полная проектная масса — масса автомобиля в заправленном
состоянии с учетом массы двух человек на переднем сиденьи и
трех человек на заднем сиденьи.

В Италии приняты те же понятия массы автомобиля, что и
в ФРГ. Масса пассажира в ФРГ, Франции и Италии принята рав-
ной 70 кг, а масса пассажиро-багажа равной 10 кг на одно место.
В США и Англии масса пассажира принята равной 68 кг. В СССР
в настоящее время масса человека принята равной 70 кг.

Предлагаемая классификация легковых автомобилей не явля-
ется незыблемой. Совершенно очевидно, что она будет изменяться
в соответствии с развитием мировой и отечественной техники и
появлением новых типовых конструкций автомобилей.

Однако цикл конструктивного развития моделей, в течение
которого целесообразна модернизация, длится примерно 8—
10 лет, следовательно, на такой же период будет действительна
и принятая классификация. Па период 1971—1980 гг. в СССР
была принята система классификации легковых автомобилей,

1 Под стандартным автомобилем понимают автомобиль с кузовом седан,
четырьмя дверьми без дополнительного оборудования, как например, автомати-
ческая коробка передач, установка для кондиционирования воздуха и т. п.
Таблица 1

Классификация легковых автомобилей, принятая на 1971 —1980 it.

Класс автомобиля	Груп- па	Предельные значения рабо- чего объема двигателя 1 , л	Предельные значения сухой массы, кг	Назначение автомобиля
I — особо малый	1  2	До 0,89 0,9—1,19	До 699 700—849	Индивидуальный  Индивидуальный 2
11 — малый	1  2	1,2—1,49  1,5—1,79	850—949  950—1149	Индивидуальный 2  Индивидуальный и служебный
III — средний	1  2	1,8—2,49  2,5—3,49	1150—1249  1250—1499	Индивидуальный, служебный, такси  Служебный
IV — большой	1  2	3,5—4,999  Более 5,0	1500—1699  Более 1700	Служебный »
V — высший	—	Не регламен- тированы	Не регламен- тированы	Служебный
1	Для предельного рабочего объема двигателя показателем, определяющим класс и группу автомобиля, является его масса.  2	Возможно использование для служебных целен.				

Таблица 2

Классификация легковых автомобилей, принятая на 1981—1990 гг.

Класс автомобиля	Груп- па	Предельные значения рабо- чего объема двигателя х, л	Предельные значения сухой массы, кг	Назначение автомобиля
I — особо малый	1  2	До 849 0,850—1,099	До 649 650—799	Индивидуальный »
II — малый	1  2  3	1,100—1,299  1,300—1,499  1,500—1,799	800—899 900—1049  1050—1150	Индивидуальный  Индивидуальный и служебный  То же
III — средний	1  2	1,800—2,499  2,500—3,499	1150—1209 1300-1499	Такси  Индивидуальный и служебный
IV — большой	1  2	3,500—4,999 Свыше 5,0	1500—1900  Не регламен- тированы	Служебный »
V — высший	—	Не регламен- тированы	—	Служебный
1 Для предельного рабочего объема двигателя показателем, определяющим класс и группу автомобиля, является его масса.				
приведенная в табл. 1, но на следующее десятилетие будет при-
нята новая. Изменению подверглись особо малый и малый классы.

За последние десять лет в конструкции зарубежных легковых
автомобилей произошло много изменений, причиной которых
являются экономический и топливный кризисы, увеличение плот-
ности движения на дорогах, повышение скоростей и рост требо-
ваний к безопасности движения. Этот период может быть охарак-
теризован появлением, с одной стороны, большего количества
автомобилей особо малого класса второй группы, мало уступаю-
щих автомобилям малого класса первой группы, а во вторых,
большей дифференциацией автомобилей в самом малом классе по
своим размерам, выходным показателям и комфортабельности.
Кроме того, технический прогресс способствовал уменьшению
массы автомобилей, в том числе и в малом классе, что должно
внести изменения в классификации. Поэтому оказалось целесо-
образным несколько сузить рамки групп автомобилей особо ма-
лого класса и разделить автомобили малого класса не на две,
как в предыдущей классификации, а на три группы, понизив для
первой группы минимальный рабочий объем до 1100 см3, а сухую
массу до 800 кг. В окончательном виде классификация легковых
автомобилей на 1981—1990 гг. дана в табл. 2.

Автомобили высшего класса могут отличаться от автомобилей
большого класса несколько более высокими динамическими
показателями (обычно большей максимальной скоростью), боль-
шим комфортом пассажирского помещения, более дорогой отдел-
кой. Соответственно стоимость таких автомобилей значительно
выше, а их производство носит мелкосерийный или штучный ха-
рактер. Примером автомобилей высшего класса в СССР могут слу-
жить легковые автомобили производства Московского автомобиль-
ного завода им. И. А. Лихачева.

§ 2.	Параметры массы автомобиля

При отнесении нового автомобиля зарубежных фирм, извест-
ного по литературным источникам, к одному из существующих
классов, часто приходиться сталкиваться с тем, что сухая масса
автомобиля неизвестна, а приведена снаряженная масса. В этом
случае массу снаряжения автомобиля рекомендуется определять
по следующим данным, полученным на основании обследования
большого количества советских и зарубежных автомобилей раз-
личных классов (в кг):

Особо малый класс:
группа I .......................................30—49

группа 2.....................................50—64

Малый класс .....................................65—89

Средний класс ................................... 90—109

Большой класс....................... ............ПО—119

Высший класс ....................................180—195
Верхний и нижний пределы показателей, как правило, необ-
ходимо относить к граничным значениям рабочего объема дви-
гателя.

Обычно масса топлива составляет 4% сухой массы автомобиля,
воды и масла 1,5%, запасного колеса 1,7%, инструмента 1,3%
и дополнительного оборудования 1,2%, т. е. в сумме масса сна-
ряжения равна примерно 10% сухой массы.

Если помимо абсолютных показателей ввести для оценки и
удельные, то, как будет видно далее, они позволят на только
классифицировать автомобили каждой страны в отдельности, но
и сравнить продукцию различных стран. Конечно, некоторую кор-
рекцию в классификационные группы вносят особенности эконо-
мики каждой страны. Не говоря уже о странах с разными социаль-
но-экономическими системами, даже в странах с одинаковыми си-
стемами заметны различия в конструкции автомобилей одного и
того же класса. Например, в СССР считают целесообразным не-
сколько увеличить массу автомобиля для повышения его надеж-
ности, удлинения межремонтных пробегов и общего срока службы.
Автомобили ЧССР, в значительной части предназначенные для
сбыта в капиталистические страны, делают более легкими по срав-
нению с аналогичными моделями автомобилей СССР, так как рас-
считаны на меньший срок службы (если учесть особенности сбыта
и сроки смены моделей, а также климат и характер дорог).

Автомобили США по сравнению с европейскими имеют более
высокие динамические показатели, так как на американских
автомобилях устанавливают двигатели большой мощности. Вслед-
ствие этого относительная масса автомобилей США меньше массы
европейских и японских аналогичных автомобилей.

Значительную коррекцию в классификацию автомобилей США
могут внести мероприятия, направленные на снижение расхода
топлива регламентацией этого расхода в зависимости от массы
автомобиля. Пока заметны первые шаги в сторону снижения массы
и мощности, т. е. тех показателей, которые прежде всего влияют
на расход топлива.

Отметим, что даже относительно близкие по показателям и
параметрам автомобили одинаковых классов по-разному исполь-
зуют в США, СССР и в странах Европы. Если массовый индиви-
дуальный потребитель в Европе предпочитает в основном авто-
мобили особо малого и малого классов, то в СССР излюбленным
классом является малый, а в США средний и большой классы.

Для Европы средний класс практически является наивысшим,
и автомобили этого класса используют для обслуживания предста-
вительств, а в редких случаях в качестве такси. В СССР автомобили
среднего класса обслуживают государственные учреждения, их
эксплуатируют и как такси (например, автомобиль ГАЗ-24
«Волга»). В США же автомобили этого класса относятся к наи-
более дешевым, поэтому их отделка значительно уступает отделке
европейских моделей данного класса.
<3 3- 3  16			Всего *			2596,4/—100  2454,8/—100  2953,2/—100 3414/—100		1358,3/—100  1776,4/—100  1832,8/—100  2933,4/—100		О О О О о о о о  СП СП СП о  СЧ СО	~		с о о о О О ОО  СЧ СП СО СО LO о о ОО ю со со	
	3 E О CL ffl UJ  и		Средний класс |	группа 1	।		NCOO — СЧ  ьооол  О О CD ОО СЧ СП СП — со '£)		85,4/6,29 102,0/5,75 81,9/4,48 144,5/6,6		20,0/1,95 7,0/0,49 5,0/0,3 69,4/6,0		105,0/5,62  137,0/8,83  140,0/7,75  130,3/7,1	
	z rt CL (- <D  X X X  о 3* £ H u	о  О'-  «	Малый класс	|	группа 2		538,6/20,7  419,7/17,1  566,0/19,16  667,6/19,6		254,9/18,77 204,0/11,5 175,8/9,6  567,9/19,4		ю  СО ОО Ст) о со с5 со  СО СО LQ ОО СО О СО сч		/29,84 284,0/18,30 248,0/13,7 480,6/36,9	3 ас о ь  0J X
	x 3 H X E rt x  X 3 H X ffi	в знаменателе		группа 1	ФРГ	390,5/15 885,7/36,08 1192,0/40,37 1329/39,0	Франция	162,8/11,98 257,9/14,5 247,8/13,52 1055,0/35,0	Италия	123,0/11,95  79,0/5,5  57,0/3,7  639,0/45	Великобритания	557,0  397,0/25,58 420,0/23,2 551/43,0	лкосерийного производства в сумме
	cd  9* о X X tu 4 a  s © CL E	геле •— в тыс. шт	лый класс	группа 2		1255,0/48,4 643,4/26,2 672,0/22,77 728/21,3		314,6/23,16  562,2/31,65  674,6/36,8  843,2/28,6		140,0/13,6  400,0/27,8  412,0/26,7  404,7/28		3/64.54 492,0/31,7 682,0/37,7 170,3/13,0	
	n  «X о  X  О ? О  cfl я	176 ГГ. (в ЧИСЛИ!	Особо ма.	группа 1	|		200,9/7,71  75,5/3,08  70,0/2,37		540,6/39,8 '  650,3/36,6  652,7/35,6  272,7/9,4		708,0/68,8 847,0/58,86 936,9/60,6 182,7/23		1205,(  222,0/14,3  296,0/16,38	• Автомобили индивидуального и ме
	3 и © X  о> ч  © и F-  © И « X © а. С	за период с 1964 по 1£	Страна, годы	|			о CD СО г-- 03 СП СП СТ)		Г- ОС СО  СО СО со г- СП СП СП СП		г- ос со СО СО со Ь- СП СП СП СП		00 О о со CD Г' СП СП СП СП	
Для подтверждения сказанного на рис. Зив табл. 3 приведены
данные о производстве автомобилей по классам в некоторых капи-
талистических странах. Несмотря на некоторое различие в типах

Рис. 3. График выпуска легковых
автомобилей за 1976 г. по классам
для четырех стран западной Европы
(ФРГ, Франции, Великобритании,
Италии)

автомобилей, правильность пред-
ложенной классификации под-
тверждают фактические мате-
риалы.

§ 3.	Удельные показатели
и параметры

Для сравнительной оценки
автомобилей необходимо иметь
объективные параметры и пока-
затели. Пользоваться для этой
цели абсолютными величинами,

характеризующими автомобиль
и его особенности, было бы не-
верно, поэтому вместо них исполь-
зуют удельные величины.

Под удельным параметром или

показателем понимают частное

от деления абсолютной величины данного параметра или показа-
теля, характеризующего автомобиль, на условно выбранный базо-
вый параметр или показатель. Например, мощность, снимаемая
с двигателя, определяет только возможность его использования,
но не позволяет оценить его совершенство. Если же мощность дви-
гателя отнести к единице его рабочего объема, то получим удель-
ный параметр (литровую мощность), характеризующий совершен-
ство рабочего процесса двигателя и степень его форсирования.

При сравнительной оценке автомобилей следует пользоваться
имеющимися удельными параметрами и показателями, не избе-
гая, однако, создания новых, даже может быть и не очень при-
вычных. Так, например, для сравнения кузовов по жесткости был
введен сложный параметр — крутильная нагруженность кузова,
представляющая собой отношение крутящего момента, закручи-
вающего участок кузова длиной 1 м на 1 °, к массе кузова в кг или т.

На основании опыта были приняты такие удельные параметры
и показатели, при помощи которых хорошо выявляются эксплуа-
тационные свойства автомобилей и их отдельных агрегатов. Удель-
ные характеристики можно разделить на показатели эксплуата-
ционных свойств (показатели динамики, экономики, износостой-
кости двигателя и нагруженности автомобиля), параметры безо-
пасности и комфортабельности, удобства пассажирского поме-
щения и на многие другие. Необходимо выбирать такие параметры
и показатели, которые позволили бы уложиться в рекомендуемую
классификационную сетку, и найти каждому новому автомобилю
соответствующий аналог, определяющий положение проектируе-
16
мого автомобиля в классификации и оценивающий его технический
уровень по сравнению с другими автомобилями.

В некоторых случаях для абсолютной величины показателя
трудно найти знаменатель при переводе его в удельный, так как
слишком сложна система факторов, влияющих на него. Примером
может послужить такое свойство, как управляемость к которому
пока еще нет бесспорных удельных показателей. Для оценки
автомобиля в подобных случаях можно принять осредненные
абсолютные показатели по каждому классу и группе.

§ 4.	Мощность двигателя

Мощность двигателя оценивают при помощи двух показателей:
литровой мощности и коэффициента приспособляемости.

Литровая мощность (л. с./л или кВт/л)

(1)

где Vh — рабочий объем двигателя, л, Ne — эффективная мощ-
ность.

Эффективная мощность — это мощность, снимаемая с двига-
теля, снабженного всеми необходимыми для работы на автомобиле
агрегатами (воздухоочистителем, генератором, водяным насосом
и т. п.), но без глушителя и вентилятора, а для двигателя воз-
душного охлаждения с вентилятором. По SAE брутто эффективная
мощность — это мощность, развиваемая двигателем без оборудо-
вания В принципе это безразлично, так как важно лишь, чтобы
сравнивали одинаковые показатели. В данной книге использованы
показатели по DIN 1 как для советских двигателей, так и для за-
рубежных. Если имеются показатели только по SAE брутто, то
для расчета можно пользоваться мощностью, затрачиваемой на
привод различных агрегатов и выраженной в % Ne-.

%Ne

Масляный насос................... 1—1,5

Водяной насос .................... 2—4

Вентилятор....................... 4—8

Генератор.............;.......... 0,3—0,4

Глушитель............................. <2

Воздухоочиститель ............... 1—1,5

кВт

0,736—1,1
1,472—2,944

2,944—5,888
0,22—0,294

<1,472

0,736—1,1

В настоящее время в США взамен SAE брутто используют
новый показатель мощности, близкий к DIN, но отличающийся
от него показателями окружающей температуры, при которой
работает двигатель, и давлением воздуха. Эти показатели приняты
равными 29,4° С и 746,5 мм рт. ст.

1 Мощность по DIN в отличие от тестированной мощности снимают с дви-
гателя, на котором установлены также глушитель и вентилятор.
Данное различие является следствием стремления еще более
приблизить расчет к условиям получения мощности от двига-
теля, находящегося в подкапотном пространстве автомобиля. Этот
показатель назван SAE нетто (или сокращенно SAEne(). Мощ-
ность, рассчитанная по формуле SAE нетто, меньше мощности по
DIN на 3%.

Рис. 4. Виды комплектации дви-
гателя при определении мощно-
сти:

а — по D1N (со всем оборудованием);
б — по Сипа (без воздухоочистителя
и глушителя); в — по SAE (без воз-
духоочистителя, генератора, сцеп-
ления, топливного насоса и глуши-
шителя)

Комплектация двигателя при определении мощности по DIN
и SAE брутто или Сипа (Италия) приведена на рис. 4.

Коэффициент приспособляемости Ф — условный безразмерный
удельный показатель, равный произведению отношения макси-
мального крутящего момента Л4Д к моменту MN, соответствую-
щему максимальной мощности, и обратного отношения соответ-
ствующих частот вращения nN и пм, т. е.

(|) —. ManN

(2)

Чем больше отношение крутящих моментов и разность соот-
ветствующих частот вращения, тем большие подъемы сможет пре-
18
одолеть автомобиль без перехода на низшие передачи. Второй мно-
житель этого произведения (отношение частот вращения) эквива-
лентен отношению импульсов тела, созданных автомобилем при
движении со скоростью, соответствующей максимальной силе тяги,
и при движении с максимальной скоростью. Эти импульсы посте-
пенно затухают по мере снижения скорости движения на подъеме.

§ 5.	Динамические качества автомобиля

Динамические качества автомобиля определяют тремя показа-
телями: удельным тяговым усилием на колесах, нагрузкой на еди-
ницу крутящего момента и нагрузкой на единицу эффективной
мощности.

Удельное тяговое усилие на колесах Ру при движении автомобиля
на высшей передаче (безразмерный параметр, известный из курса
теории автомобиля)

р   MR ш;1ЛПц	ZQT

Гу - Q Чт»	W

где /Ид. тах —максимальный крутящий момент двигателя в кгс-м
(Н-м); и0 —передаточное число главной передачи: гк —радиус
колеса вм; 6а — полная масса автомобиля в кг; г]т — КПД транс-
миссии.

Нагрузка на единицу крутящего момента

Обычно сравнивают автомобили одного типа с одной и той же
колесной формулой, поэтому для упрощения исключают КПД
трансмиссии i)T, принятый условно одинаковым для всех сравни-
ваемых образцов.

Нагрузка на единицу эффективной мощности

=	(5)

1	* е

Этот параметр характеризует нагрузку на двигатель. В данном
случае условно берем снаряженную массу автомобиля GCH, так
как полезная нагрузка понятие недостаточно определенное и часто
связанное с правилами дорожного движения, с регламентацией
числа мест.

Можно пользоваться и обратным отношением, так называе-
мым запасом мощности, т. е. мощностью Ne, приходящейся на 1 т

снаряженной массы GCH автомобиля. Тогда

N

у Gai

(6)

Однако более показателен предыдущий параметр -— см. фор-
мулу (5).
§ б Топливная экономичность

Топливная экономичность автомобильного двигателя опреде-
ляется условным расходом топлива Qy, равным частному от деле-
ния среднего расхода топлива на число пассажиров, регламен-
тированное принятыми в СССР нормами, т. е.

Qy = —,	(7)

где Q3 — среднерегламентированный эксплуатационный расход
(л) топлива при пробеге автомобилем 100 км; т —число пасса-
жиров, зависящее от количества рядов сидений, ширины подушки
сиденья и допустимости размещения более двух пассажиров (счи-
тая водителя) на переднем сиденье.

Расход Q3 принимают в зависимости от максимальной скоро-
сти движения. Под среднерегламентированным эксплуатационным
расходом топлива понимают сумму расхода при городском цикле
и расходов при скоростях 90 и 120 км/ч. Для автомобилей
с максимальной скоростью до 90 км/ч расход Q3 составляет 45 %
расхода, определенного при установившейся скорости, равной 90%
максимальной, и 55% расхода при так называемом городском цикле.

Для автомобилей, имеющих максимальную скорость выше
90 км/ч, но ниже 130 км/ч, расход Q3 равен сумме, состоящей из
4Ь°- > расхода при установившейся скорости (90 км/ч) и 55% рас-
хода при городском цикле. Для автомобилей с максимальной
скоростью свыше 130 км/ч принимают сумму, состоящую из 35%
расхода при установившейся скорости 90 км/ч, 10% расхода при
скорости 120 км/ч и 55% расхода при городском цикле.

В СССР ширина сиденья на одного пассажира равна 480 мм.
Кроме того, в СССР согласно действующим правилам уличного
движения принято на переднем сиденьи, независимо от его ши-
рины, размещать только двух людей —водителя и пассажира.

Число пассажиров, могущих сидеть на задних сиденьях, под-
считывают следующим образом: наибольшую ширину сиденья,
взятую в мм, делят на минимальную ширину, принятую для од-
ного человека равной 480 мм. (Ширину сиденья измеряют как рас-
стояние между внутренними обивками стенок кузова на высоте,
соответствующей точке R/H). Если полученное частное равно или
больше 2,5, то число пассажиров принимают равным трем, а если
меньше, то сиденье считают двухместным.

§ 7.	Нагруженность автомобиля и его агрегатов

Двигатель оценивают по механической долговечности пары
поршень—цилиндр. Однако недостаточно принять только такие
показатели долговечности, как средняя скорость поршня С„„
м/с, и коэффициент оборотности Z, равный количеству оборотов
коленчатого вала двигателя при прохождении автомобилем 1 км
20
На высшей передаче. Оба эти показателя сведены в общую формулу
условного коэффициента долговечности двигателя

£2 = 71»Z,	(8)

где A = s/(3-10*); s—ход поршня.

Этот коэффициент поясняет, что, например, для быстроходного
двигателя малой мощности потребуется такое высокое передаточ-
ное число главной передачи (большое и0), что это может привести
к быстрому износу двигателя, т. е. к низкому суммарному коэф-
фициенту долговечности.

Шасси и кузов суммарно оценивают только по нагруженности;
в качестве параметра используют снаряженную массу автомо-
биля. Коэффициент нагруженности шасси и кузова

_Ссн	ZQX

1\ нагр. ш. к	Id ’	\ '

где I —длина автомобиля, м; d —ширина автомобиля, м.

Этот параметр условен, так как снаряженная масса не всегда
определяет прочностные качества автомобиля; при этом прихо-
дится делать допущение о том, что исследуемый автомобиль кон-
структивно полностью доработан, его компоновочная схема рацио-
нальна, а сама конструкция выполнена без ошибок. Более под-
робно это допущение будет рассмотрено в гл. VII. Однако некото-
рые конструктивные схемы имеют такие особенности, которые не
всегда можно учесть подобными коэффициентами.

Комфортабельность автомобиля оценивают коэффициентом по-
лезной площади кузова, равным отношению условной площади
горизонтальной проекции пассажирского помещения автомобиля
к числу пассажиров, т. е.

^п.ик = ВДт.	(Ю)

где /' — полезная длина пассажирского помещения, равная сумме
расстояния от середины нажатой педали дроссельной заслонки
до верхней кромки переднего сиденья, длины переднего сиденья
и расстояния от задней стенки спинки переднего сиденья до вну-
тренней поверхности спинки заднего сиденья (замер делают по
прямой, параллельной полу кузова); d' — ширина задней подушки.

Перечисленные коэффициенты, несомненно, условны и их
можно заменить и другими. Однако опыт конструкторской работы
показывает, что предлагаемые коэффициенты достаточно наглядны,
просты в вычислении, их легко найти по литературным источни-
кам. Поэтому данные коэффициенты, полезные для первоначальной
оценки новых автомобилей, безусловно, не являются единственно
возможными, и инженеры, пользующиеся подобным методом, мо-
гут установить применительно к своим конструкциями и условиям
новые, более объективные коэффициенты. Выше был показан только
метод, по которому можно вести технический анализ.
В области управляемости можно рекомендовать условную
оценку —кинематическую чувствительность (1/м)

Вкин ==	>	(11)

где и — передаточное число рулевой системы; L — база авто-
мобиля, м.

Кинематическая чувствительность ркин = (1,6-? 3,0) X
X 10-2 1/м. Передаточное число и выбирает конструктор с учетом
углов увода передней и задней осей и конструкции подвески.

§ 8.	Характеристики автомобилей различных классов

Удельные параметры и показатели автомобилей различных
классов приведены в табл. 4. Как видим, принятые удельные пара-
метры и показатели с достаточной точностью характеризуют рас-
пределение автомобилей по классам.

Для подтверждения правильности классификационной сетки
была определена взаимосвязь сухой массы автомобиля, рабочего

Рис. 5. Зависимость удельной мощ-
ности NyR от сухой массы Go авто-
мобиля:

 и X — особо малый класс, соответ-
ственно I и II группы; Л и О — малый
класс, соответственно I и II группы;
□ и • — средний класс, соответствен-
но I и II группы

объема двигателя и его мощности. Математическая обработка
статистических данных позволила вычислить следующие коэффи-
циенты корреляции для каждой пары показателей:

для удельной мощности и сухой массы автомобиля (рис. 5)

°кор

_ 0 731.

для эффективной мощности и сухой массы автомобиля (рис. 6)

£(Got-Go) (М-М)

^^(Goz-Gp)2 (Nei-Ne)-

0,843;
Средние удельные параметры и показатели по классам и годам

1976	1	Средний класс, группа^!		52,95	14,23	1,90	10,51	2,26	29,01	159,99	0,48
	Малый класс	р-л u Е	52,16	14,46	1,93	10,91	2,16	32,44	139,23	0,45
		группа 2 |	48,85	13,42	1,88	14,25	98*1	31,26	143,28	0,44
		группа 1 |	46,22	12,17 		2,22	16,53	2,02	27,78	132,9	0,51
	Особо малый класс |	группа 2 1	45,63	12,75	2,18	17,25	ID  ОО	31,48	134,95	0,50
		группа 1 |	42,64	11,39	1,74	22,35	1,39	31,41	115,98	0,43
Z961	Средний класс, группа 1		51,53	13,42	2,002	12,49	2,53	26,81	140,6	0,480
	Малый Класс		46,9	12,35	2,073	15,26	2,28	29,44	127,3	0,461
	Особо малый класс |	группа 2 |	42,7	11,40	2,08	17,13	1,96	СМ  см	121,0	0,445
		группа 1 j	43,65	11,33	2,03	21,1	1,72	30,75	id  С-	0,378
Параметры и показатели			Среднее значение лит- ровой мощности, л. с./л	Средняя скорость поршня, м/с	Средний коэффициент приспособляемости	Средняя нагрузка, кгс/л. с.	Средний расход топ- лива на одного пасса- жира, л 100 км	Долговечность двига- теля	Нагруженность авто- мобиля, кг/м2	Коэффициент полез- ной площади кузова

По классификации, принятой на 1981—1990 гг.
для рабочего объема и сухой массы автомобиля (рис. 7)



На основании полученных результатов можно составить эмпири

ческие формулы, определяющие
yVy=26,6+49,6G0 л. с./т; (12)
^=(126,6=49,6G0)G0 л. с; (13)

Vft=2,653G0-|-0,84 л. (14)

следующие взаимосвязи:

Рис. 7. Зависимость рабочего объема \'ь
от сухой массы G„ автомобиля (услов-
ные обозначения такие же, как для
рис. 5)

Рис. 6. Зависимость эффективной
мощности Ne от сухой массы Gn ав-
томобиля (условные обозначения
такие же, как для рис. 5)

Эти величины подтверждают правильность принятой класси-
фикационной базы (сухой массы и рабочего объема).

Оценивая классы автомобилей по степени их наибольшей при-
годности для удовлетворения многочисленных потребностей на-
родного хозяйства и населения, можно констатировать, что наи-
более совершенными в этом отношении являются автомобили сред-
него класса группы 1. Их динамические качества, долговечность,
представляемый пассажирам комфорт в полной мере удовлетво-
ряют всех потребителей, кроме, конечно, цены и расхода топлива.
Автомобили низших классов в разной степени, но всегда не в пол-
ной мере соответствуют требованиям владельца. Они обладают
и некоторыми важными преимуществами: невысокой ценой и
меньшей стоимостью эксплуатации.
Автомобили высших классов имеют особенности, которые в экс-
плуатации не дают видимых преимуществ, но отвечают различ-
ным требованиям «престижа». Например, скорости около
200 км/ч, достижимые на автомобилях высших классов, не могут
быть, как правило, реализованы, а большой объем пассажирского
помещения и число мест более шести обычно никогда не исполь-
зуются.

Соотношения основных удельных показателей для различных
классов и групп следующие. Среднее значение литровой мощности
автомобилей среднего класса группы 1 моделей 1977 г. равнялось
52,95 л. с./л (39,1 кВт/л). У автомобилей малого класса группы 3
литровая мощность примерно такая же, что делает их конкурент-
носпособными по отношению к автомобилям среднего класса по
динамическим качествам.

Двигатели автомобилей особо малого класса форсируются
меньше, так как вследствие их малых размеров увеличение мощ-
ности при форсировании вызывает и уменьшение долговечности.

Например, литровая мощность двигателя автомобиля Фиат 126
(рабочий объем 594 см3) равна 38,8 л. с/л (28,7 кВт/л). Литровая
мощность двигателя автомобиля Фиат 127 (рабочий объем 903 см3)
равна уже 52 л. с./л (38,6 кВт/л), т. е. на 34% больше. Соответст-
венно больше и частота вращения (4750 и 6000 об/мин).

У двигателей автомобилей большого класса в целях снижения
шумности уровень форсирования по частоте вращения ниже,
чем у среднего, а большие запасы мощности обычно позволяют
работать на нефорсированных режимах, что удлиняет срок службы
двигателей. У двигателей автомобилей США среднего класса лит-
ровая мощность равна 30 л. с./л (22,4 кВт/л), большого класса
29 л. с./л (21,5 кВт/л), высшего класса 24 л. с./л (17,7 кВт/л).

Меньшую среднюю скорость имеют поршни двигателей для
автомобилей низших классов, что объясняется большим коэффи-
циентом оборотности Z. В результате этого коэффициент Q услов-
ной долговечности двигателя у них также больше, чем у автомо-
билей других классов. Для автомобилей малого класса группы 1
и среднего класса группы 1 эти коэффициенты близки. Автомобили
США среднего класса имеют среднюю скорость поршня, близкую
к этой скорости для европейских автомобилей того же класса.

Условное удельное тяговое усилие Ру автомобилей среднего
класса таково, что позволяет им преодолевать на высшей передаче
подъемы не менее 7°. Средний автомобиль особо малого класса
группы 1 преодолевает подъем не более 5° 30', малого класса
группы 1 — подъем 6° 30', а большого класса — подъем 10°
и выше.

Коэффициент приспособляемости Ф у европейских автомобилей
малого класса больше, чем у автомобилей среднего класса. Как
ни удивительно, по у автомобилей большого и высшего классов
он еще ниже. Это объясняется тем, что значительный запас мощ-
ности указанных автомобилей благодаря малой нагрузке от массы
25
позволяет применять па них двигатели, более приспособленные
для движения автомобиля с высокими скоростями, чем для работы
на высшем крутящем моменте. У этих двигателей максимальный
крутящий момент располагается в зоне частоты вращения, более

близкой

частоте враще-

Параметры а показатели	к л а с с ы			
	осоЪо  группа  1	малый группа	малый	средний
Литровая мощ! ость N^Ne/^^.c//,			—	
Коэффициент приспособляемости Ф^МпЦ/п,!)				
Средняя скорость поршня vnepiM/c		=		
Нагрузка на двигатель Р^кгсДс.				
Расход топлива на пассажира di, л/100				—
Долговечность двигателя		—	V1  A1  / \ 1	1 / ' 1/1 1/ /
Погруженность автомобиля &СИ > кес/"‘				
Коэффициент полез- ной площади кузова				

Рис. 8. Средние удельные показатели авто-
мобилей различных классов (сплошные
кривые соответствуют данным 1967 г., а
штриховые—данным 1977 г.; малый класс
для 1977 г. осредпен)

ния, соответствующей ма-
ксимальной мощности.

Нагрузка на двигатель
у автомобилей особо малого
класса группы 1 почти в
2 раза больше, чем у авто-
мобилей среднего класса, а
у автомобилей высшего клас-
са меньше.

Хорошие динамические
качества часто вызывают,
ухудшение топливной эконо-
мичности автомобилей. У ав-
томобилей особо малого клас-
са удельный расход топлива
наименьший и составляет
примерно 65% расхода то-
плива автомобилями сред-
него класса группы 1. Авто-
мобили всех других классов
кроме большого, расходуют
примерно равное количество
топлива на одного пассажира.

Если сравнить нагрузку
в кгс на 1 л. с. (кгс/л. с.),
то можно сделать вывод, что
она снижается с повышением
классности, что, конечно,
улучшает показатели дина-
мики.

Прочностные качества и надежность автомобилей оценивают
по «нагруженности», т. е. по отношению массы снаряженного ав-
томобиля к площади его горизонтальной поверхности. Эта вели-
чина минимальна для автомобилей особо малого класса группы 1,
примерно равна для автомобилей особо малого класса группы 2
и всех групп малого класса, но значительно больше для среднего
и большого классов. Показатель долговечности двигателя примерно
одинаков для всех классов. Также близки показатели полезной
площади кузова за исключением автомобилей особо малого класса
группы 1.

Если сравнить все эти показатели (см. табл. 4) с показателями
автомобилей выпуска 1967 г., то и видим, что за 10 лет произошли
значительные изменения (рис. 8).
Глава II

Компоновочные схемы легковых автомобилей

Под компоновочной схемой автомобиля понимают относительное
расположение агрегатов шасси и кузова. Компоновочная схема
влияет на размеры автомобиля, его массу, распределение массы
по осям, комфорт пассажиров, устойчивость движения автомобиля
под действием боковых сил и ветра, характер обслуживания.

§ 9.	Компоновочные схемы автомобиля

Компоновочные схемы определяются прежде всего располо-
жением двигателя и ведущих колес. В настоящее время для легко-
вого автомобиля приняты следующие три основные компоновоч-
ные схемы:

1)	двигатель расположен впереди, ведущими колесами явля-
ются задние (классическая схема);

2)	двигатель расположен сзади, ведущими колесами являются
задние (заднеприводная схема с задним расположением двига-
теля);

3)	двигатель расположен впереди, ведущими колесами явля-
ются передние (переднеприводная схема с передним расположе-
нием двигателя).

Две последние схемы имеют следующие разновидности:

двигатель расположен сзади, но его ось перпендикулярна
продольной оси автомобиля; ведущие колеса задние;

двигатель расположен впереди, но его ось перпендикулярна
продольной оси автомобиля; ведущие колеса передние.

Кроме того, возможны еще пять аналогичных схем с располо-
жением двигателя внутри и вне базы. Таким образом, всего подле-
жит рассмотрению десять конструктивных схем. Каждая схема
имеет свои преимущества и недостатки, поэтому выбирать компо-
новочную схему в каждом отдельном случае следует с учетом полу-
ченного задания и конкретных условий производства автомобиля
и его обслуживания. На рис. 9 показаны различные схемы распо-
ложения двигателя, трансмиссии и радиатора (в случае водяного
охлаждения), которые можно использовать при создании автомо-
биля по схемам 2 и 3. Эти схемы применяют на выпускаемых в на-
стоящее время автомобилях.

Легковой автомобиль состоит из трех основных элементов —
двигателя, шасси и кузова. Шасси состоит из силовой передачи,
ходовой части и органов управления, а кузов — из пассажирского
помещения, багажника и моторного отделения.

Пассажирское помещение изменялось по длине в зависимости
от числа рядов сидений, ширины сидений и количества пассажиров,
размещаемых на одном сиденье. Размеры багажника с течением
времени сильно менялись. Чем больше багажник, встроенный
Рис. 9. Различные схемы расположения силового агрегата у автомобилей:

° 7~ Ситроен ДС и Рено 4; 5; 6 и 16; б — Форд Таунус 12М; в — Сааб; г — Ауди 80
и 100, Пассат, Рено 20 и 30; 0 — Кадиллак Эльдорадо; е — Ситроен 2 cv; otc — Альфа-
Суд, Лянчия, Рено 12; з — Мини, Остии, Принцесс; и — Фиат, Гольф, Поло. Фиеста-
к — Симка 1100 и 1307. Пежо 104, Реио 14
в кузов, тем автомобиль удобнее, ио его длина становится больше.
Величина моторного отделения зависит от размеров двигателя и
его оборудования, а также от требований, связанных с удобством
обслуживания и ремонта автомобиля.

§ 10.	Автомобили классической схемы компоновки

Примерно до середины 30-х годов в основном применяли ряд-
ные четырех-, шести- и восьмицилипдровые двигатели со зна-
чительным рабочим объемом. Малая литровая мощность двигателя
не позволяла даже на наиболее дешевых и массовых автомобилях
иметь рабочий объем меньше чем 2,5—3 л. При этом на большинстве
моделей использовали двигатели с рабочим объемом не менее
3,5—4,0 л, что обеспечивало мощность 40—60 л. с.

Двигатель того времени обладал недостаточной надежностью,
поэтому необходим был легкий доступ ко всем его частям, а также
возможность проведения различного вида ремонтов без демонтажа
силового агрегата с шасси. Вследствие этого конструкторы были
вынуждены делать моторное отделение значительных размеров.
Наличие жестких неразрезных осей и рессорной подвески ограни-
чивало возможность нагружения передней оси более чем на 30%
общей массы автомобиля. При больших нагрузках у автомобиля
снижалась проходимость, он становился неустойчивым и плохо
«держал» дорогу при движении с высокой скоростью.

По этим причинам конструкторы использовали классическую
схему, хотя это увеличивало длину и высоту автомобиля. В пер-
вые годы применения двигатель располагали внутри базы, а агре-
гаты трансмиссии не объединяли ни между собой, ни с двигателем.
В результате база автомобиля, зависящая от длины кузова, опре-
делялась также длиной агрегатов и карданных валов между
ними. Стремление к уменьшению базы, а также к упрощению и
снижению стоимости автомобиля привело к созданию блочных кон-
струкций, в первую очередь к объединению двигателя, сцепления
и коробки передач в один силовой агрегат. В таком виде эта схема
сохранилась и до снх пор.

Введение независимой передней подвески, что было обусло-
влено Требованиями повышения устойчивости автомобиля, когда
его максимальная скорость стала более 100 км/ч, внесло коррек-
тивы в классическую схему. Оказалось возможным распределять
нагрузку по осям поровну, что значительно улучшило комфорта-
бельность и устойчивость автомобиля.

Введение независимой передней подвески позволило также сни-
зить расположение центра тяжести автомобиля благодаря прибли-
жению оси двигателя к поверхности дороги без уменьшения дорож-
ного просвета. Ниже (см. гл. X) будет показано как влияют перед-
няя разрезная ось и независимая подвеска колес на положение
осп двигателя относительно поверхности дороги. В дальнейшем
при проектировании двигатель все более передвигали вперед
вместе с первым рядом сидений. Появление V-образных двигате-
лей позволило еще более улучшить компоновочные возможности
классической схемы, допустив сдвиг заднего сиденья вперед от
оси задних колес в так называемую зону комфорта, т. е. внутрь
базы.

Рис. 10. Габаритные размеры автомобилей:
1 — «Москвич-112»; 2 — ВЛЗ-2101

Введение независимой задней подвески, помимо улучшения
устойчивости автомобиля, позволило снизить центр тяжести, рас-
положив ось картера главной передачи, закрепляемой на раме
или на несущем кузове, па уровне оси коленчатого вала двигателя.

Рис. 11. Автомобиль Форд Зодиак выпуска 1966 г.

Два наиболее удачных в компоновочном отношении представи-
теля классической компоновки — автомобили ВАЗ 2101 (нераз-
резная задняя ось) и Форд Зодиак выпуска 1966 г. (независимые
передняя и задняя подвески) показаны соответственно на рис. 10
и 11.

В автомобиле ВАЗ 2101 хорошо использовано пространство
для размещения пассажиров.
Габаритные размеры автомобилей ВАЗ 2101 п «Москвич-412»
следующие:

ВАЗ 2101 «Москвич-412»

База, мм ......................... 2424	2400

Длина, мм......................... 4073	4090

Ширина, мм........................ 1611	1550

Высота, мм ................-	1382	1480

Внутренние размеры пассажирского помещения автомобилей
ВАЗ 2101 и автомобиля «Москвич-412» также примерно одинаковы.
Однако по-другому расположены дверные проемы, перенесены
вперед стойки и, главное, сдвинуто переднее сиденье вперед, что
обеспечивает удобную посадку пассажиров в автомобиль и их
размещение на сиденьях. На автомобиле Форд Зодиак при исполь-
зовании независимой задней подвески также оказалось возможным
разместить оба ряда сидений в зоне комфорта.

В результате новшеств, введенных в компоновку автомобиля
классической схемы, уже нельзя было получить равномерное рас-
пределение нагрузок по осям. Это весьма существенно не только
с позиций улучшения качества подвески, но в связи с проходи-
мостью управляемостью и устойчивостью. Современный легковой
автомобиль типа ВАЗ или «Москвич», а также любой зарубежный
аналог имеют распределение нагрузок по осям, при наличии только
одного водителя, в пределах 54 и 46% или даже 55 и 45%. Обе
величины не могут обеспечить ни проходимости, ни хорошей
управляемости на скользких грунтах зимой и летом в совокупности
с приводом на задние колеса. Основными средствами борьбы с
этими недостатками являются или применение независимых подве-
сок па задних колесах, что повышает устойчивость, или уменьшение
нагрузки на передние колеса. Последнее решение конструктивно
осуществимо только при переносе коробки передач назад и объ-
единении ее в один блок с главной передачей, что также возможно
лишь при использовании независимой подвески на задних колесах
или подвески Де-Дион — подвески с неразрезной осью, но с под-
рессоренной главной передачей.

В настоящее время подобные решения использованы па моде-
лях Альфетта и Порше 924 и 928 (рис. 12). Отличаются они только
тем, что на модели Альфетта двигатель со сцеплением соединен
с коробкой передач открытым карданным валом, а в конструкции
Порше применен передаточный вал без шарниров, вращающийся
в специальной трубе на подшипниках. Труба соединяет оба агре-
гата. На данных автомобилях удалось при этом снизить нагрузку
на передние колеса до 52%, а на модели Порше 928 даже до 50%.

Применение независимой подвески сзади позволило снизить
высоту туннеля для карданного вала, что улучшило условия по-
садки трех пассажиров на заднем сиденье и облегчило перемеще-
ние пассажиров внутри кузова. Высота туннеля относительно пола
пассажирского помещения может быть также уменьшена при нераз-
резной задней оси и использовании двойного карданного сочле-
нения на промежуточной опоре (рис. 13).

Отличительной особенностью классической компоновки явля-
ется значительная общая длина автомобиля. Этот размер прежде
всего сказывается на массе автомобиля, которая непосредственно

Рис. 12. Автомобиль Порше 928

влияет на себестоимость, поэтому по мере расширения контин-
гента покупателей благодаря увеличению числа материально
менее обеспеченных людей перед конструкторами возникает задача
по возможности максимально сократить длину автомобиля. Наи-

Рис. 13. Карданная передача автомобиля Ольдсмобнл F-85

более правильным решением было бы перемещать передний ряд
сидений вперед до тех пор, пока ноги пассажиров не окажутся
между кожухами передних колес на линии их геометрической
оси. Возможно это только при расположении двигателя впереди
за пределами базы, или, наоборот, при установке его сзади, также
вне базы.
Выдвижение двигателя вперед за пределы базы раньше было
возможно только для автомобилей с небольшим по рабочему объ-
ему двигателем. История автомобильных конструкций знает
только один удачный автомобиль с подобной схемой, когда кон-
структоры грамотно решили эту задачу. Это был легковой автомо-
биль фирмы Штейер (модель 1936 г.), имевший очень короткий
двигатель с двумя противолежащими цилиндрами и водяным охла-
ждением. Для больших автомобилей такое расположение оказалось
неприемлемым. Поэтому появление заднеприводного автомобиля
с задним расположением двигателя вне базы когда-то было зако-
номерным.

§ 11.	Заднеприводные автомобили с расположением
двигателя сзади

Появление заднеприводной схемы с задним расположением
двигателя предопределило создание общего силового агрегата,
в который входили бы двигатель, сцепление, коробка передач и
главная передача, при разрезной задней ведущей осп. Без при-
менения такого агрегата создание автомобилей подобного типа
было бы невозможным. При расположении узлов управления впе-
реди необходимо проведение системы тяг управления от заднего
конца автомобиля к переднему. Для этой цели пришлось использо-
вать середину автомобиля, создав туннель, но меньшей высоты.
Через этот туннель проходят также коммуникации вентиляцион-
ных и отопительных систем.

Если сравнить схему автомобиля с задним расположением
двигателя и классическую (рис. 14 и 15), то легко заметить, что
багажное и моторное отделения просто поменялись местами.
При этом в первом случае багажник оказался зажатым между
кожухами передних колес.

При переднем свесе обычной длины автомобиль с задним распо-
ложением двигателя короче автомобиля классической компоновки
на 10%. Это обстоятельство предопределило значительный успех
автомобилей данного типа. Наиболее распространенным образцом
схемы с задним расположением двигателя явился массовый авто-
мобиль завода Фольксваген. Этот автомобиль, сконструированный
еще в 30-х годах, был дешевым и простым. На основании много-
численных опытов, проведенных при его конструировании, было
установлено, что для того времени применение этой схемы было
единственно правильным решением при создании легкового авто-
мобиля не очень большой длины.

Успех автомобиля Фольксваген вызвал много последователей.
В 50-х годах и позже заводы Рено и Симка во Франции, НСУ и
БМВ в ФРГ, Фиат в Италии, Шкода и Татра в Чехословакии,
Хиллман в Англии и др. выпустили по такой схеме много авто-
мобилей, имевших успех у потребителей. В процессе массовой
эксплуатации выявились следующие специфические дефекты этой
схемы, практически почти не устранимые.

2 Родионов В. Ф.	33
1.	Перегрузка шин задних колес. Даже при использовании
легких магниевых и алюминиевых сплавов, переносе топливного
бака, запасного колеса и аккумуляторной батареи вперед в ба-
гажник не удалось получить лучшего распределения нагрузок
на оси, чем 44 и 56% (Шкода 1000 Л1В, Фольксваген 411), а па
большинстве автомобилей опо составило даже 40 и 60%. Большая
нагрузка на колеса потребовала увеличения размера шип или

Рис. 15. Различные компоновки легко-
вых автомобилей, выявляющие преи-
мущества переднеприводного автомо-
биля в отношении объема багажника

Рис. 14. Различные компоновки легко-
вых автомобилей, выявляющие преи-
мущества переднеприводного автомо-
биля в отношении длины

повышения давления в шинах задних колес, что ухудшило ком-
фортабельность езды. Это приводило к тому, что подобные авто-
мобили обладали характеристикой управляемости, отличающейся
излишней поворачиваемостью. Это же снижает безопасность дви-
жения автомобиля с высокой скоростью по скользким дорогам,
а также увеличивает снос при наличии бокового ветра.

2.	Недостаточные размеры багажника. При этой схеме багаж-
ник располагают между нишами передних колес. Все попытки
увеличить его удлинением переднего свеса (Рено 10 и Фольксва-
ген 411Е), что нежелательно из-за снижения проходимости, или
использованием пространства над плоским двигателем с противо-
лежащими цилиндрами (Фольксваген 1500), не дали положитель-
ных результатов. Основное багажное отделение все равно полу-
чается тесным, а наличие багажа над двигателем не позволяет
обслуживать его без разгрузки багажника и ухудшает распределе-
ние нагрузки по осям.
3	Значительные трудности при конструировании автомобилей
с кузовом универсал и фургон, а также санитарного автомобиля.
При этой схеме повышение уровня пола из-за двигателя, располо-
женного сзади, является помехой при погрузке и разгрузке.

4.	Длинные коммуникации механизмов управления. Они
усложняют конструкцию и создают трудности при переключении
передач.

5.	Недостаточная эффективность обогрева переднего стекла.
При этой схеме происходят потери тепла в результате установки
отопителя сзади или переноса отопителя в багажное отделение,
что также усложняет конструкцию.

§ 12.	Переднеприводные автомобили с расположением
двигателя спереди

Перечисленные выше недостатки компоновки автомобиля с зад-
ним расположением двигателя заставили искать новые пути умень-
шения стоимости и усовершенствования автомобиля. Поэтому
снова появились переднеприводные схемы, которые издавна при-
влекали конструкторов двумя положительными качествами —
компактностью силового агрегата и резко выраженной недоста-
точной поворачиваемостью, что делает движение автомобиля
с высокой скоростью более безопасным.

В начале 30-х годов было создано несколько подобных авто-
мобилей разных классов: Корд и Рукстон (США) в большом классе;
Ситроен (Франция) — в среднем; Адлер-Трумпф и ДКВ 600
(ФРГ) — в особо малом. Однако эти автомобили имели и недо-
статки, поэтому идея использования переднеприводных конструк-
ций не получила распространения, и все фирмы, кроме Ситроен
и ДКВ, от нее отказались. К недостаткам переднеприводных авто-
мобилей того времени прежде всего следует отнести малую на-
грузку на ведущие колеса, не превышающую 47%. Вследствие
этого ухудшалась проходимость автомобилей, что было особенно
заметно во время преодоления скользких подъемов.

Кроме того, можно отметить недостаточную долговечность
сложного и дорогого узла карданных шарниров передних ведущих
и одновременно управляемых колес. Увеличение нагрузки на
передние ведущие колеса казалось технически невозможным из-за
значительной длины применяемых тогда рядных двигателей и си-
ловой передачи, в которой сцепление, коробка передач и главная
передача располагались последовательно, в линию. Оригинальная
компоновка автомобиля ДКВ 600 с установкой двухцилиндрового
Двигателя в блоке с коробкой передач и главной передачей с ци-
линдрическими шестернями поперек автомобиля над осью перед-
них колес в свое время не была замечена. Как известно, в этом
автомобиле передний ряд сидений не был продвинут вперед для
обеспечения необходимой нагрузки на передние колеса.

Недолговечные конструкции карданных шарниров ведущих
и управляемых колес также препятствовали расширению приме-
2*	35
нения переднего привода. Кроме того, значительная недостаточная
поворачиваемость, характерная для автомобилей этого типа,
была непривычна не только конструкторам, но и водителям. При
относительно малой скорости движения автомобилям выпуска
30-х годов и маломощным автомобилям (ДКВ 600 и Адлер-Трумпф)
недостаточная поворачиваемость не была необходима.

Все эти недостатки, а главное — отсутствие экономической
и технической потребности в подобных схемах в те годы, исклю-
чали возможность их развития. II к концу 40-х годов в производ-
стве сохранились только модели Ситроен и ДКВ.

Рис. 16. Автомобиль Мини 850

Однако большое количество находящихся в эксплуатации
автомобилей с задним расположением двигателя позволило выя-
вить свойственные им недостатки, которые были перечислены
выше. Отрицательные качества этих автомобилей все более про-
являлись по мере увеличения скоростей движения и повышения
требований массового потребителя к автомобилю как к транспорт-
ному средству, а не к предмету развлечения и роскоши. Это,
безусловно, способствовало развитию переднеприводных конструк-
ций. Значительных успехов достигли конструкторы известного
автомобиля Ситроен 2 л. с. (выпуск 1947 г.) с двигателем, выне-
сенным вперед за переднюю ось, и несущим плоским днищем ку-
зова. В этом автомобиле свободно размещались пассажиры и стал
возможен вместительный багажник.

Подлинную революцию в области компоновочных схем вызвал
выпуск автомобиля Мини с поперечным расположением двигателя
как у автомобиля ДКВ 600. Однако двигатель был сдвинут вперед
для увеличения нагрузки на переднюю ось (рис. 16). При этой
компоновочной схеме удалось настолько продвинуть вперед
передний рят, сидений, что второй ряд можно было разместить
в зоне комфорта при базе автомобиля, равной 2030 мм. В резуль-
тате такой автомобиль оказался короче, например, автомобиля
«Москвпч-407» на 1200 мм при уменьшении длины пассажирского
36
помещения всего на 100 мм, а багажного отделения примерно на
400 мм- Посадка пассажиров при этом была удовлетворительной.
Сл'хая масса автомобиля Мини была рекордно малой благодаря
компактным агрегатам и составляла всего лишь 565 кг (снаря-
женная масса 605 кг). Распределение нагрузки по осям автомо-
биля в снаряженном состоянии составляло 60 и 40%.

Наиболее современны в компоновочном отношении автомобили
Дуди 50, Форд Фиеста, Фиат 127 и Фольксваген Поло, по схеме
подобные Мини (рис. 17). Их сухая масса примерно равна 600—
625 кг, а длина 3500—3525 мм при более комфортабельной посадке,
чем па автомобиле ЛАини, и при большем размере багажника.
Распределение нагрузки по осям этих автомобилей составляет
61 и 39%.

Многочисленные опыты, проведенные в Научно-исследователь-
ском автомобильном и автомоторном институте (НАМИ) и на
Запорожском автомобильном заводе (ЗАЗ) по определению срав-
нительной проходимости автомобилей, имеющих различные ком-
поновочные схемы, позволили установить следующее. Если при
полностью загруженном автомобиле распределение нагрузки по
t осям составит примерно 57 и 43% (в худшем случае 53 и 47%),
то такие переднеприводные автомобили даже лучше преодоле-
вают подъем, снежную целину глубиной 200—250 мм, песок и
грязь, чем автомобили с классической схемой, а в некоторых слу-
чаях даже лучше, чем автомобили с задним расположением дви-
гателя, несмотря па их большую массу, достигающую 60%.

Объясняется это тем, что при мягких грунтах сопротивление
движению ведущих колес, идущих по колее, вообще значительно
меньше, чем ведомых, которые часто двигаются под углом. При
прокладывании свежей колеи это особенно заметно. Минимально
допустимая нагрузка на переднюю ось по показателю проходимо-
сти составляет 52%, а при меньшей нагрузке проходимость авто-
мобиля резко ухудшается.

Для облегчения работы проектировщиков по результатам
определения масс образцов составлена табл. 5, где приведены
данные о распределении нагрузок у некоторых переднеприводных
автомобилей в снаряженном и полностью нагруженном состояниях.

Впоследствии по схеме автомобиля Мини 850 были созданы
конструкции (например, Ситроен СХ 2400) с рабочим объемом дви-
гателя до 2400 см3. Все эти конструкции при одинаковых пасса-
жирских помещениях имеют относительно малые массы и габа-
ритные размеры, меньшие чем у автомобилей с классической ком-
поновкой. Переднеприводные автомобили с двигателем, располо-
женным поперек, отличаются наличием или отсутствием общей
масляной ванны для двигателя и силовой передачи, расположе-
нием радиатора относительно оси двигателя и главной передачи,
а также относительно оси коленчатого вала (впереди ее или сзади).

С появлением V-образных двигателей на переднеприводных
автомобилях стало возможным и продольное расположение дви-
37
Рйс. 17. Автомобиль Фольксваген Поло (Ауди 50)
Таблица 5

Распределение нагрузки по осям некоторых переднеприводных автомобилей
в снаряженном состоянии

Автомобиль	Распределение нагрузки, кг		Распределение нагрузки, %	
	Передняя ось	Задняя ось	Передняя ось	Задняя ось
Форд Фиеста	430	286	61,1	38,9
Фиат 128	495	322	60,6	39,4
Пежо 104	455	300	60,3	39,7
Рено 14	510	330	60,7	39,3
Ситроен 3 л. с.	374	255	59,5	40,5
Ситроен СХ 2200	890	430	67,4	32,6
Остин Принцесс 2200	833	392	68	32
Фольксваген Гольф	495	305	61,9	38,1
Луди 100	760	440	63,3	36,7
Рено 30	830	490	62,9	37,1
Пежо 304	535	395	57,5	42,5
Лльфа Суд	540	330	62,1	37,9
Симка 1307	615	460	57,2	42,8
Фольксваген Поло	420	255	62.7	37,3

гателей впереди (вне базы). Последняя модель автомобиля фирмы
Репо в среднем классе выполнена по этой схеме (рис. 18).

Одним из основных преимуществ всех переднеприводных авто-
мобилей является возможность устранения туннеля в середине
кузова. Это обстоятельство, а также высокая безопасность дви-
жения при значительных скоростях способствовали созданию пере-
днеприводных автомобилей даже в большом и высшем классах
Олдсмобиль Торонадо и Кадиллак Эльдорадо) с двигателями,
имеющими рабочий объем до 7—8 л и мощность до 350—400 л. с.
На этих автомобилях установлены короткие V-образиые двигатели,
Рис. 18. Автомобиль Репп 30 (расположение А'-образп.ого двигателя вдоль автомобиля; привод передний)
которых в полость нижнего картера встроена главная передача
(лис 19). Двигатель и главная передача имеют раздельные си-
с'гемы смазки. Подобная конструкция обеспечила нагрузку на
передние колеса у снаряженного автомобиля, равную 62%.

Весьма интересна компоновочная схема автомобиля Сааб 99,
v которого мощность снимается с переднего конца двигателя,
однако сам двигатель повернут передним концом назад. При этом

коробка передач и главная передача расположены под двигателем.
Подобная компоновка позволяет обеспечить необходимую нагрузку

на ведущую ось (рис. 20). Кро-

ме того, в этом случае в перед-
неприводную схему легко впи-
сываются двигатели с неограни-
ченным рабочим объемом без
ухудшения распределения на-
грузки на осн и комфортабель-
ности размещения переднего
ряда сидений.

Существ уют пер ед н е п р и в од-
ные схемы и с продольным рас-
положением двигателя, находя-
щегося внутри базы. Подоб-
ные образцы в особо малом
классе также строит автомобп-
дьная фирма Рено. При такой
компоновочной схеме умень-
шаются нагрузки на передние
ведущие колеса и распределе-
ние нагрузки по осям доходит
1о критического соотношения
повышения комфортабельности

Рпс. 19. Привод к трансмиссии автомо-
биля Кадиллак Эльдорадо

50,4 и 49,6%. Это сделано для
подвески, уменьшения недоста-

точной поворачиваемости и улучшения условий работы шин
передних ведущих колес.

Таким образом, переднеприводные автомобили могут быть
самых различных типов. В цву.х случаях, когда двигатель распо-
ложен вне базы (см. рис. 9, б, г, с, ж) и когда ось двигателя перпен-
дикулярна продольной оси автомобиля (см. рис. 9, з, и, л), наблю-
дается уменьшение габаритных размеров автомобиля. Если дви-
гатель расположен продольно и частично внутри базы, то длина
такого автомобиля может быть даже больше длины автомобиля
классической схемы, имеющего равновеликое пассажирское по-
мещение.

Масса автомобилей двух первых типов будет меньше вслед-
ствие сокращения длины, применения компактного силового агре-
гата и облегчения задней певедующей оси. У автомобилей всех
трех типов туннель в полу кузова может быть исключен.

При поперечном расположении двигателя возможен объединен-
ный силовой агрегат с общей пли раздельными масляными спс-
темами для двигателя, коробки передач и главной передачи.
Кроме того, при поперечном расположении двигателя главная
передача имеет цилиндрические шестерни, что дешевле и проще
в произве детве, позволяет применять для смазки масло такого же
сорта, что и для двигателя. Однако при этом ухудшаются условия

Рис. 20. Двигатодь автомобиля Сааб 99

переключения, поскольку при высокой температуре масло стано-
вится жидким. Применение цилиндрических шестерен упрощает
обслуживание, так как при этом не требуется регулировка пятна
контакта.

При продольном расположении двигателя раздельные масля-
ные системы обязательны, так как для смазки главной передачи
и двигателя необходимы масла различных сортов.

§ 13.	Сравнение различных компоновочных схем

Сравним три основные компоновочные схемы (классическую;
с задним расположением двигателя; переднеприводную) и устано-
вим целесообразные области их применения.

42
Вначале сравним габаритные размеры, приняв длину пасса-
жирского помещения и габаритные размеры двигателя одинако-
выми для всех автомобилей. В этом случае наименьшее багажное
от телепне (по длине) будет у автомобиля с задним расположением
двигателя (см. рис. 15). Если допустить, что объем багажника оди-
наков у всех автомобилей, то наиболее коротким будет передне-
приводной автомобиль с поперечным расположением двигателя
(см. рис. 14), хотя при установке силового агрегата поперек и
сзади также возможна компактная конструкция автомобиля.

При сравнении по массе оказывается, что наиболее тяжелым
будет автомобиль классической схемы, масса которого на 6—10%
больше, чем масса автомобилей других типов, для которых раз-
ница в массе очень незначительна. Практически различие масс
объясняется наличием карданного вала и туннеля в кузове, а также
увеличенной длиной последнего.

Если сравнить автомобили Пежо 204 (переднеприводные, дви-
гатель расположен поперек) и Фиат 124 (классическая схема),
то окажется, что при почти равных рабочих объемах двигателей,
мощностях, размерах пассажирских помещений, багажников и
относительно одинаковых прочностных показателях масса передне-
приводного автомобиля примерно на 60 кг, т. е. на 8°и, меньше
массы автомобиля, выполненного по классической схеме.

Сравнение по себестоимости показывает, что наиболее деше-
вым является заднеприводной автомобиль с задним расположе-
нием двигателя с силовым агрегатом, в который входит и главная
передача. Наибольшую стоимость будет иметь переднеприводной
автомобиль, что объясняется более сложным узлом привода перед-
них колес. Можно ориентировочно наметить следующие соотно-
шения: автомобиль с задним расположением двигателя дешевле
автомобиля классической схемы па 5—8%, а последний дешевле
переднеприводного автомобиля на 3—4"о. При переднем располо-
жении двигателя проще и легче конструкция органов управления
и систем охлаждения и отопления.

Надежность будет наивысшей у автомобиля по классической
схеме только в случае применения неразрезной задней оси. При
использовании сзади независимой подвески эти качества примерно
одинаковы для автомобилей всех трех схем.

По обслуживанию отдельных частей силового агрегата, удоб-
ству их монтажа и демонтажа автомобиль с продольным располо-
жением двигателя имеет некоторые преимущества. Автомобили
Двух других схем в этом отношении равнозначны.

Наибольшей безопасностью при движении с высокими скоро-
стями и по скользким дорогам отличаются переднеприводные авто-
мобили. По проходимости автомобили классической схемы усту-
пают остальным.

Если обратиться к статистическому анализу, то оказывается,
что за последние 6 —8 лет соотношение количества новых моделей
автомобилей всех трех схем сильно изменилось. Из особо малого
класса автомобили классической схемы полностью исключены.
Сохранились некоторые старые модели заднеприводных заднемо-
торных автомобилей и появилась только одна новая модель подоб-
ного автомобиля в 1972 г. В малом классе количество новых перед-
неприводных моделей и моделей классической схемы одинаково.
Переднеприводные модели стали применять в среднем классе,
в котором до последнего времени были только модели классической
схемы.

Наиболее дешевыми являются автомобили особо малого класса
группы 1, и, естественно, что именно в этой группе заднепривод-
ные автомобили с задним расположением двигателя еще сохрани-
лись. Сейчас единственное преимущество автомобилей заднепри-
водной схемы — их дешевизна. Фиат 126 и его модификации, са-
мые маленькие и дешевые японские автомобили, а также Симка
1000, популярная вследствие своего спортивного назначения, —
все, что еще производится в настоящее время. Главная же произ-
водящая ранее автомобили этой схемы фирма Фольксваген — пол-
ностью отказалась от этой схемы и перешла на переднеприводную
схему. Можно констатировать, что эра применения заднего рас-
положения двигателя закончилась.

Переднеприводная компоновочная схема в разных ее вариан-
тах благодаря многочисленным преимуществам может претендо-
вать на пригодность для автомобилей всех типов и классов до сред-
него включительно. Отметим, что пределы рационального исполь-
зования этой схемы определяются в основном рабочим объемом
двигателя (его длиной) и габаритными размерами автомобиля по
ширине.

Среди образцов переднеприводных автомобилей наиболее ра-
циональными с точки зрения массы и длины являются автомобили
с двигателем, расположенным впереди между колесами перпенди-
кулярно продольной оси автомобиля. Несмотря на то, что суще-
ствуют разные схемы размещения радиаторов и вентиляторов,
позволяющие удалить их в сторону от горизонтальной оси двига-
теля для уменьшения длины агрегата в целом, диаметр цилиндра
остается основной величиной, от которой зависит возможность
поперечной установки двигателя. Английская корпорация Брн-
тиш-Лейланд частично по этой причине устанавливает на своих
автомобилях длинноходные двигатели с отношением S,D > 1,
так как увеличение диаметра приведет к возрастанию габаритной
длины двигателя. Однако для двигателя автомобиля Принцесс
корпорации Бритиш Лейланд, имеющего рабочий объем 2227 см3
и шесть цилиндров, отношение S.D 1,06, а ширина автомобиля
1743 мм. На автомобиле Ситроен «Престиж» рабочий объем двига-
теля равен 2347 см3 при четырех цилиндрах, ио отношение S/D
= 0,915, т. е. меньше единицы.

Проведенные автором конструкторские проработки показали,
что при колее передних колес автомобиля ГАЗ-24 «Волга», равной
1470 мм, двигатель этого же автомобиля с рабочим объемом
2 445 см3 и отношением S/D = 1 устанавливается поперек доста-
точно свободно. Поэтому можно констатировать, что лишь при ра-
бочем объеме двигателя свыше 2500 см3* его следует располагать
п1о.ть оси автомобиля, что осуществлено на моделях фирм Олд-
смобиль, Кадиллак, Рено. Однако при таком расположении дви-
гателя нагрузка на переднюю ось автомобиля в снаряженном
состоянии составляет не более 60—61% (53—54"о при полной на-
грузке), что является почти предельной ее величиной.

Поворот двигателя передним концом коленчатого вала внутрь
базы (см. рис. 20) позволяет получить необходимую нагрузку
nil передние колеса. Однако при этом несколько усложняется кон-
струкция приводов системы охлаждения, хотя теперь эту задачу
легко решить, используя электровентилятор и применяя специаль-
ные передачи от двигателя к трансмиссии. В США эти передачи
выполняют при помощи бесшумной широкой цепи, а в Европе —
набора цилиндрических шестерен (Пежо) или, реже, бесшумной
цепи (Вольслей). Некоторым преимуществом автомобилей с про-
дольным расположением двигателя является сохранение привыч-
ного размещения его вспомогательных агрегатов и сохранение
принятого силуэта автомобиля.

Общим недостатком всех переднеприводных автомобилей с по-
перечным расположением двигателя является более трудный до-
ступ к отдельным его агрегатам из-за специфики размещения дви-
гателя в моторном отсеке, а в некоторых случаях и при прокачке
тормозной системы, демонтаже силового агрегата в целом пли
элементов трансмиссии.

В настоящее время уже созданы конструкции (например,
Форд Фиеста), позволяющие снять главную передачу и коробку
передач без демонтажа всего силового агрегата. Подобная кон-
струкция запатентована фирмой Опель. Агрегаты двигателей,
требующие обслуживания, перенесены на внутреннюю сторону.

.Можно предположить, что если автомобили классической ком-
поновки будут удовлетворять требованиям безопасности и иметь
невысокую цену, то их по-прежнему будут выпускать и в малом
классе одновременно с переднеприводными.

Автомобили среднего, большого и высшего классов благодаря
наличию более длинной базы, большей колеи и значительной
массы отвечают перечисленным выше условиям и, вероятно, еще
Долгое время сохранят классическую компоновку. Однако в тех
случаях, когда скорость движения, возможная но запасам мощ-
ности, окажется небезопасной для данного автомобиля, класси-
ческая схема, очевидно, будет заменена переднеприводной. Осо-
бых выгод в отношении сокращения габаритной длины при этом
получено не будет, но в кузове исчезнет туннель на полу, что по-
высит комфорт пассажирского салона.

* На последних моделях CIIIA устанавливают поперек двигатели с рабо-
чим обкомом 2,8 л, по конструкции V6--60".
Одним из главных преимуществ автомобилей классической
компоновки является возможность при использовании схемы
Порше. 924 более благоприятно, с точки зрения плавности хода,
распределить нагрузку ио осям, т. с. ближе к 50 и 50%. Однако
устранить туннель на полу и выступы над картером сцепления
полностью невозможно даже при использовании независимой
подвески сзади и объединении коробки передач с главной пере-
дачей.

Примером удачной и современной конструкции могут служить
модели фирмы Порше (модели 921 и 928). Уменьшение нагрузки
на задние колеса благодаря переносу запасного колеса в моторный
отсек позволило сохранить размеры багажного отделения при не-
обходимом распределении массы, а увеличение базы в пределах
общей габаритной длины — расположить оба ряда сидений в зоне
комфорта. В результате планировка пассажирского помещения,
багажника и моторного отделения у этого автомобиля стали близки
к планировке автомобиля с передним приводом, преимущества
компоновки которого оказали большое влияние на автомобили
классической схемы. Можно ожидать, что более широкое приме-
нение независимой подвески задних колес позволит продолжить
поиски новой внутренней планировки кузовов автомобилей, вы-
полненных по классической схеме.

Применение вагонной компоновки кузова для легковых авто-
мобилей дает преимущества по использованию его общей длины
для размещения пассажиров. Автомобиль получается намного
короче, по при этом становится затрудненным вход и выход пасса-
жиров переднего ряда. Сиденья переднего ряда расположены над
кожухами передних колес, что уменьшает комфортабельность
посадки и вызывает необходимость уменьшения диаметра колес,
так как их нельзя разместить под передними сиденьями. Наконец,
в автомобиле вагонной компоновки при фронтальном столкнове-
нии пассажиры подвергаются большей опасности, чем в автомо-
биле с обычным кузовом.

Однако для автомобилей специального назначения с ограни-
ченными скоростями движения (микроавтобусы, грузе пассажир-
ские модификации) применение подобных кузовов целесообразно,
так как указанные недостатки менее заметны из-за специфики
в эксплуатации и отличия их скоростных режимов от подобных
режимов легковых автомобилей. Кроме того, работы фирмы
Фольксваген показали, что установкой на грузовых автомобилях
кабин над двигателем можно значительно уменьшить травматизм
водителя и пассажира при столкновении.

Проектируя новые автомобили, необходимо учитывать особен-
ности каждой компоновочной схемы и применять их в соответ-
ствии с условиями эксплуатации. Нецелесообразно придержи-
ваться одной компоновочной схемы, исходя из общих теоретиче-
ских соображений, если только это не диктуется технологическим
профилем предприятия. Всегда опасно, когда завод навязывает
ютрсбителю традиционные почему-либо иля данного предприятия
схемы. В этом случае ухудшается сбыт автомобилей, особенно,
ест в данном классе есть конкурирующие автомобили.

Правильность выбора компоновочной схемы при создании но-
вого легкового автомобиля должна быть подтверждена анализом
условий эксплуатации, для которых автомобиль предназначен,
его продажной ценой и тиражом возможных модификаций. При
проектировании агрегатов должна быть учтена возможность изме-
нения конструкции узлов, если это окажется необходимым для
модификации.

Резюмируя, можно сказать, что из трех существующих компо-
новочных схем заднеприводная с задним расположением двига-
теля может быть рекомендована только для самых дешевых тихо-
ходных и небольших автомобилей особо малого класса группы 1.

Переднеприводная компоновочная схема дает наибольший
эффект при ее использовании па автомобилях особо малого и ма-
лого классов.

Классическую компоновку можно рекомендовать только для
автомобилей с достаточно большой базой и значительной массой,
т. е. начиная с группы 2 малого класса и выше.

Вагонную компоновку кузова не следует применять для лег-
ковых автомобилей из условий обеспечения безопасности води-
теля и пассажиров переднего ряда при столкновениях, а также
из-за высокой посадки первого ряда пассажиров. Вагонную компо-
новку можно рекомендовать только для микроавтобусов легковых
автомобилей грузо-пассажирских модификаций.

Глава III

Выбор типа агрегатов в зависимости
от компоновочной схемы автомобиля

Компоновочные схемы автомобиля определяются не только замыс-
лом конструктора, но и конструкцией имеющихся в наличии агре-
гатов. Главным образом это относится к тем случаям, когда сило-
вые агрегаты имеют специальную конструкцию, как например,
конструкция двигателя, установленного поперек продольной оси
автомобиля. Многообразие конструктивных схем агрегатов значи-
тельно, а выполняемые ими функции обычно одинаковы. Поэтому
возникает вопрос, в каких случаях целесообразно применять
агрегаты, имеющие ту или иную принципиальную конструктивную
схему.

Приведем рекомендации по выбору типа узлов и агрегатов при-
менительно к рассмотренным в предыдущей главе компоновочным
схемам автомобилей. Эти рекомендации пе исчерпывают всех
вопросов, подлежащих рассмотрению при составлении техниче-

17
ского задания па проектирование нового автомобиля, а имеют
целью обратить внимание конструктора на те особенности, которые
влияют па компоновку автомобиля в целом, а также определяют
характер эксплуатационных свойств автомобиля.

§ 14.	Двигатели

Рассмотрим двигатель только в отношении общей компоновки
автомобиля, считая при этом, что мощностные и прочие показа-
тели, а также внутриузловая конструкция отвечают техническому
заданию. Осветим только вопросы, связанные со сравнением габа-
ритных размеров различных двигателей, с расположением ци-
линдров, их числом и типом охлаждения.

При компоновке автомобиля целесообразно максимально сокра-
щать габаритные размеры моторного отделения, стараясь за их
счет увеличить размеры пассажирского помещения и багажника,
связанные с длиной двигателя. Наименьшую длину имеют V-образ-
ные двигатели, классифицируемые по числу цилиндров и углу
развала. На легковых автомобилях применяют V-образные дви-
гатели с двумя, четырьмя, шестью и восемью цилиндрами; V-образ-
ные двигатели с двумя цилиндрами из-за неуравновешенности на
автомобилях устанавливают редко, а остальные используют до-
вольно широко. Угол развала цилиндров выбирают, принимая во
внимание следующие соображения.

1.	Исходя из желания получить наиболее уравновешенный
двигатель без каких-либо добавочных балансировочных приспо-
соблений для шестицилиндрового двигателя рекомендован угол
развала 60°, а для восьмицилиндрового 90В связи с необходи-
мостью применения балансировочного приспособления угол раз-
вала четырехцилиндрового двигателя обусловлен только компо-
новкой шасси и доступностью обслуживания.

В последнее время в связи с имеющимся экономическим и
топливным кризисом в США появились V-образные двигатели
с шестью цилиндрами, по с углом развала 9СР. Недостаточная
уравновешиваемость компенсируется особо эластичной подвеской
двигателя. Появились и пятпцилипдровые рядные двигатели, что
связано с необходимостью увеличения рабочего объема в пределах,
которые могут быть удовлетворены пятью цилиндрами, при
максимальной унификации этого двигателя со стандартным четы-
рехцплпндровым двигателем. Рядный шестицилпндровый двига-
тель может не уложиться в долевые размеры моторного отделения.
Примером такой конструкции может служить пятицплиндровый
двигатель-дизель, установленный фирмой Мерседес-Бепц на шасси
240Д, и карбюраторный двигатель Ауди НИ) (рис. 21).

2.	Для обеспечения удобства обслуживания и взаимного раз-
мещения рулевого механизма, отопителя, радиатора, приборов,
уменьшающих токсичность и др., фирма Форд (ФРГ и Великобри-
тания) на своих четырехцплиндровых двигателях приняла, напри-
48
vrnn назвала 6ОГ’, что хотя н обеспечивает компактность
мер, j 1 k 1	х-

—тзновки. но треоует наличия специального оалансировочпого
"зта установленного сбоку. Последнее увеличивает ширину.
Конструктивно более удачно такой вал установлен на советском
четырехнплиндровом с углом развала 90° двигателе автомобиля
«Запорожец»- У него такой вал расположен внутри распредели-
тельного вала.

Рис. 21. Пятпцилппдровып двигатель Ауди 100

Целесообразно V-образпые двигатели устанавливать вне базы
автомобиля (впереди), что значительно уменьшает длину кузова.
При такой установке двигателя возрастает нагрузка на переднюю
ось, что при переднем приводе весьма желательно, если учесть
необходимость увеличения сцепной массы. При размещении
двигателя вне базы (сзади) нагружаются задние колеса, вследствие
чего уветичиваются углы увода шин задних колес, что ухудшает
Устойчивость автомобиля. V-образпый двигатель, установленный
вне базы (сзади), меньше нагружает задние колеса, чем равновели-
кий ему рядный двигатель.

В случае классической компоновочной схемы при расп<'ложе-
Нин V-образного двигателя впереди более выгодно распределя-
ется нагрузки по осям, а также появляется возможность прибли-
зить перечини ряд сидений к осп передних колес за счет уменьше-
ния длины моторного отделения. V-образпый двигатель короче
рядного примерно на 20% при одинаковых числах цилиндров и
рабочих объемах.

После экспериментальной проверки оказалось, что поперечная
установка V-образного двигателя впереди возможна, несмотря на
менее удобный доступ к свечам зажигания, а также к вспомога-
тельным агрегатам, расположенным по бокам двигателя и закры-
тым обоими блоками цилиндров. Сзади V-образный двигатель
целесообразно устанавливать поперек только при условии, что
один из рядов цилиндров будет располагаться вертикально,
если угол развала равен 90°. Однако подобная схема требует
такой конструкции карбюраторного двигателя, при которой свечи
зажигания горизонтального ряда цилиндров не заливались бы
бензином при пуске, а конфигурация впускного тракта обеспечи-
вала равномерность распределения смеси между обоими рядами
камер сгорания. Для дизеля пли двигателя с непосредственным
впрыском такое положение цилиндров допустимо

Макетирование установки двигателя па автомобиле обязательно
для определения возможности доступа при обслуживании к генера-
тору, стартеру, распределителю, водяному насосу, масляному
фильтру. Конструктивная сложность размещения этих вспомога-
тельных агрегатов обычно заставляет отказаться от схемы автомо-
биля, у которого ось V-образпого двигателя расположена перпен-
дикулярно продольной оси автомобиля. Конечно, возможны
исключения, но все же V-образный двигатель будет лучше исполь-
зован только при его расположении вдоль продольной оси авто-
мобиля.

На автомобилях малого и среднего классов более целесооб-
разно, очевидно, устанавливать двигатели с углом развала 60',
если число цилиндров не равно восьми. При этом остается значи-
тельно больше места для расположения рулевого механизма и
облегчается доступ к отдельным элементам двигателя и вспомога-
тельным агрегатам.

Рядный двигатель хорошо размещать впереди, частично внутри
базы (над передней осью). Установка двигателя вне базы вызывает
необходимость увеличения свеса и расположения радиатора,
в случае водяного охлаждения, рядом с двигателем. Однако такие
конструкции при переднем приводе стали получать все большее
распространение. Вентилятор в обоих случаях располагают сбоку,
причем иногда кронштейн его крепления к двигателю используют
как водовод к радиатору. Наименьшая габаритная длина мотор-
ного отделения получается при установке рядного двигателя
поперек автомобиля.

Возможность замены вентилятора стандартного типа с приво-
дом от ремня вентилятором с электроприводом, включающимся
дискретно только при повышении температуры двигателя и выклю-
чающимся со снижением температуры, очень облегчило работу
50
ьом1юпов1
уменьшил
примерно

цпка. Отказ от постоянно включенного вентилятора
шумность и увеличил мощность двигателя на колесах
па 4 5%. Эта схема находит себе все большее прпмене-

,,1Ирассматривая компоновочные схемы (см. рис. 9), видим, что

пшОолее компактна установка двигателя поперек с радиатором,
расположенным у его торца или пат коробкой передач. Однако
цэтом случае усложняются коммуникации охлаждающего воздуха,
меняющего направление движения иод углом 90".

При установке двигателя поперек автомобиля, особенно если
располагать его между управляемыми передними колесами, необ-
ходимо обратить особое внимание на длину блока цилиндров.
Всегда желательно получить необходимый рабочий объем двига-
теля, принимая максимально возможный диаметр цилиндра (исходя
из термодинамических соображений и токсичности), а не наиболь-
ший ход поршня.

Короткоходпость, т. е. малая величина отношения S/D, позво-
ляет при высоких частотах вращения коленчатого вала иметь
меньшую среднюю скорость поршня. Кроме того, возникает воз-
можность создания большего перекрытия шеек коленчатого вала,
что увеличивает его жесткость. Оба эти фактора вместе способ-
ствуют повышению долговечности двигателя. Однако недостаточ-
ная ширина моторного отделения, расположенного между кожу-
хами передних колес, вынуждает создавать двигатели с относи-
тельно большим отношением S/D пли отказываться от торцевого,
по отношению к двигателю, расположения радиатора, размещая
его на обычном месте впереди. При этой конструкции удлиняется
передний свес кузова автомобиля и возникает необходимость
в создании специального привода к вентилятору. На многих
автомобилях в этом случае устанавливают электровентилятор
с автоматическим включением при помощи термостата, а от при-
нятого ранее на автомобиле Пежо 204 ременного привода с пово-
ротом ремня па 9(Г' отказываются, так как при нем значительно
снижалась долговечность ремня.

Горизонтальное расположение цилиндров применяют редко,
несмотря на то, что моторное отделение сподобпым двигателем
имеет малые габаритные размеры (длину и высоту). Такая схема
имеет недостатки, главные из которых — трудность замены свечей
зажигания и сложность регулирования клапанов, расположенных
на торцах головок цилиндров. Такой двигатель можно установить
между кожухами передних колес автомобиля только особо малого
класса. На автомобилях других классов двигатель выносят вперед
за пределы кожухов колес.

Обычно дорожный просвет под цилиндрами и головками неве-
»Ик и опц могут быть повреждены. Только стремлением увеличить
Юрожиый просвет под двигателем можно объяснить тот факт, что
фирма Фольксваген так долго сохраняла па своих автомобилях
'Нины размером 5,60 15, в то время как на всех автомобилях дру-
ГнХ моделей этого класса давно применяли ободья диаметром
14 и 13".

Длинные трубопроводы при противолежащих цилиндрах могут
быть использованы для инерционного наддува. Однако они кон-
структивно неудобны для обеспечения подогрева как самой смеси,
идущей от карбюратора к головкам, так и воздуха, поступающего
зимой в карбюратор.

Преимуществом размещенного впереди горизонтального оппо-
зитного двигателя является возможность снижения капота. Если
такой двигатель разместить сзади, то над ним можно расположить
багажное отделение для компенсации малых размеров основного
багажника, находящегося между передними колесами. Однако
такое размещение багажа неудобно, поскольку малоэффективно и
мешает уходу за двигателем. Например, суммарный объем обоих
багажных отделений автомобиля Фольксваген 1500 составлял
всего 0,38 см3 (объем переднего багажника 0,18 м3, заднего 0,2 м:‘),
в то время как у автомобиля Форд 1600 этот объем был равен
0,50 м3, т. е. на 31 "и больше.

Отметим, что диаметральные размеры маховика и картера сцеп-
ления таковы, что именно они определяют высоту горизонтального
двигателя, так же как и роторного.

На основании высказанных соображений можно дать следую-
щие рекомендации.

Автомобили классической схемы. Дл них целесообразно при-
менение следующих модификаций двигателей в зависимости от
рабочего объема:

до 2,0 л — рядные, четырехцилиндровые вертикальные или
V-образные;

от 2,1 до 3,0 л — рядные, шестицилиндровые вертикальные
или V-образные;

свыше 3,0 л — только V-образпые.

Автомобили с задним расположением двигателя и приводом
на задние колеса. Возможно и целесообразно применение рядных
двигателей с рабочим объемом не более 1,2 л, расположенных
поперек продольной оси автомобиля, и V-образных двигателей,
размещенных в середине вдоль продольной осп автомобиля (мит-
тель-мотор).

Переднеприводные автомобили. Наиболее целесообразно при-
менение четырехцплиндровых рядных двигателей с рабочим объ-
емом до 2,5 л, расположенных поперек. При рабочем объеме свыше
2,5 л двигатели устанавливают вдоль продольной оси автомобиля.

§ 15.	Система охлаждения

Системы охлаж (синя отличаются в основном только охлаждаю-
щими агентами (воздух или жидкость). Рассмотрим только те осо-
бенности охлаждающего агента, которые обусловлены компонов-
кой автомобиля и должны быть учтены при проектировании.
Воздушное охлаждение. Такое охлаждение возможно с нагне-
та1щем холодного воздуха и с отсосом горячего.

Нагнетающую систему особенно целесообразно использовать
при расположении двигателя впереди, когда набегающий поток
B()ilyxa создает наддув. Особенностями такой системы являются
сложные коммуникации подвода воздуха при помощи дефлекторов
h требующпм охлаждения частям двигателя и размещение масля-
ного радиатора в потоке холодного воздуха. Зимой терморегулиро-
вание охлаждения не просто, так как сокращение количества
воздх ха в результате его дросселирования на входе ухудшает его
подвод через узкие проходы к деталям, требующим охлаждения.
Последнее способствует созданию так называемых горячих точек и
может привести к местным перегревам и короблению цилиндров.
Поэтому систему терморегулирования разрабатывают совместно
конструкторы двигателя и моторного отделения (кузовщики) для
использования возможности отвода части воздушного потока без
ухудшения характеристики вентилятора.

При системе, работающей на отсос, необходимо, чтобы выход
воздуха из моторного отделения находился в том месте кузова, где
расположена зона разрежения. Эту систему также можно при-
менять для двигателей, расположенных как сзади, так и впереди.
Терморегулирование при этой системе осуществить легче, по-
скольку нет необходимости в дросселировании потока воздуха на
входе в вентилятор и можно даже применять систему рециркуля-
ции теплого воздуха с добавлением свежего. Кроме того, легко
обеспечить равномерный подвод охлаждающего воздуха к «горя-
чим» точкам. Однако подобная система при установке двигателя
сзади приводит к запылению моторного отсека и образованию
масляной пленки, а впоследствии и корки на охлаждающих
ребрах цилиндров н головок, что снижает эффективность охлаж-
дения.

Удаление пленки практически невозможно, поэтому особо
важным является герметизация моторного отделения для защиты
от проникновения в пего пыли снизу. Эти трудности также пре-
пятствуют применению воздушного охлаждения па современных
легковых автомобилях.

Воздушное охлаждение, как правило, не обеспечивает доста-
точным количеством теплого воздуха системы обдува переднего
стекла и отопления, особенно при расположении двигателя сзади.
Поэтому при создании автомобиля с воздушным охлаждением
печесообразно предусмотреть систему с независимым отопителем,
который можно использовать и в качестве подогревателя. Расход
топлива отопителем равен 0,5—0,8 л/ч, поэтому устанавливают
'Киклер малого сечения. В эксплуатации жиклер может быстро
"смолиться и засориться, после чего система отопления начнет
Г|‘1охо работать. Для устранения этого явления применяют спе-
циальные электромагнитные запорные клапаны, дозирующие
топливо, поступающее через жиклер большого сечения. При уста-
новке независимого отопителя следует помнить также об обеспече-
нии пожарной безопасности.

Осевым вентиляторам, применяемым для охлаждения, присущ
дефект — помпаж (при повышении сопротивления в сети давление
вначале возрастает, затем резко понижается, а потом снова начи-
нает повышаться. Снижение давления происходит почти без повы-
шения производительности вентилятора). Поэтому следует учи-
тывать разную эффективность системы охлаждения при различных
режимах движения автомобиля.

Жидкостное охлаждение. Применение жидкостного охлажде-
ния заставляет компоновщика прежде всего решать вопросы разме-
щения радиатора и компенсационного бачка (герметичной системы),
а также обеспечения таких воздушных коммуникаций, в которых
не возникали бы высокие сопротивления на пути от вентилятора
к выпускным отверстиям. Под герметичной понимают такую
систему охлаждения, у которой предохранительный клапан уста-
новлен на наливном отверстии компенсационного бачка. Полу-
герметичная система имеет предохранительный клапан в крышке
наливного отверстия радиатора, а компенсационный бачок сооб-
щается непосредственно с атмосферой.

Существует несколько конструктивных схем герметичных
систем жидкостного охлаждения. Наиболее компактной и эконо-
мичной в отношении расхода материалов является система с отопи-
телем, расположенным в одном блоке с радиатором пли отдельно,
но используемым в качестве элемента охлаждающей системы.
Установлено, что расход цветного металла па такой комбиниро-
ванный агрегат на 26—30"о меньше, чем на отдельные радиатор и
отопитель.

Однако расположение такого агрегата впереди вызывает
засасывание в салон отработавших газов впереди идущих автомо-
билей. Поэтому несмотря на преимущества такой системы, ее
перестали применять, и отопитель располагают па его обычном
месте, т. е. в области переднего щита. Воздух в этом случае под-
водят через часть кузова, расположенную между ветровым стеклом
и капотом и называемую «Торпедо».

Увеличение активной поверхности радиатора позволяет отка-
заться от постоянно работающего вентилятора и заменить его
электровентилятором, включающимся автоматически при достиже-
нии определенной температуры, например 92е С, и выключаю-
щимся при понижении температуры охлаждающей жидкости ниже
88“ С. Подобные системы применены на большинстве современных
автомобилей всех классов, в том числе и па автомобилях ВАЗ
и АЗЛК- Однако для автомобилей, эксплуатируемых в тяжелых
дорожных условиях, необходимо рекомендовать использование
системы охлаждения с постоянно работающими вентиляторами.

Преимуществом герметичной системы охлаждения необходимо
считать возможность очень быстрого прогрева двигателя до темпе-
ратуры, которая обеспечила бы пользование отопителем через
54
откое время, хотя бы для обогрева переднего стекла. Для
К° псмепных автомобилей это время не должно превышать 10 мин.
соВРадиаторы с горизонтальным ходом охлаждающей жидкости

>би'ы при низких капотах двигателя. Установка подобных ра-
- ,lar(JpoB требует наличия компенсационного расширительного
бачка, исключающего образование в системе охлаждения воздуш-
ны' пробок. Подобную систему охлаждения предварительно испы-
тывают, проверяя направление потока жидкости. Для облегчения

Рис. 22. Схема о гонителя Бакко

слива жидкости агрегат следует устанавливать слегка наклонно.
Герметичная система охлаждения требует применения охлаждаю-
щей жидкости, замерзающей при очень низкой температуре (анти-
фриз), а не воды.

Негёрметпчпые системы па вновь проектируемых автомобилях
Устанавливать не рекомендуется.

На легковых автомобилях, предназначенных для работы
в условиях внегаражиого храпения при особо тяжелых условиях
Севера, заранее предусматривают возможность установки систем
предпусковых подогревателей, состоящих из котла подогрева,
вентилятора и товливоподающей аппаратуры. На двигателях и
в моторных отделениях предусматривают места крепления агре-
атов системы и выводы для присоединения трубок от водяной
Рубашки двигателя к нагревательному котлу. В целях повышения
противопожарной безопасности вместо электроеппралн для зажи-
Гания факела в котле устанавливают обычную свечу зажигания,
55
для чего в систему зажигания дополнительно включают преры-
ватель с индукционной катушкой высокого напряжения. Зта
свеча зажигания работает все время пока котел подогревается, что
исключает возможность внезапного затухания пламени в котле и
последующего воспламенения, когда в жаровую трубу котла нате-
чет большое количество бензина.

В целях автоматизации в настоящее время в систему подогрева
вводят электрочасы, включающие подогрев в определенное время
и выключающие его при достижении необходимой температуры.
Обычный подогревающий комплект дополняют автоматическим
устройством, состоящим из калорифера и специального вентиля-
тора, подающего при подогреве двигателя теплый воздух в кузов.
Эта система (рис. 22) усложняет конструкцию подогревателя,
стоит достаточно дорого, но обеспечивает значительный комфорт.
Ее принцип действия следующий. Воздух, необходимый для сгора-
ния топлива, нагнетается вентилятором 2 в камеру сгорания 4,
куда из дозирующего устройства 3 подается бензин. Газы, уходя
по трубе 6, через водяную рубашку 7 подогревают водяную си-
стему 5 двигателя. Вокруг камеры сгорания 4 имеется калорифер,
воздух для которого подается также вентилятором 2, имеющим
для этой цели специальную крыльчатку, изолированную от
полости другой крыльчатки, подающей воздух в камеру сгорания.
Воздух для вентилятора подается из пассажирского помещения 1,
нагревается в калорифере и опять поступает в пассажирское
помещение.

§ 16.	Глушители

Конструкция глушителя может быть любой, но глушитель
должен обеспечивать минимальные потери. Расположение глуши-
теля на автомобиле относительно двигателя связано как с акусти-
ческими показателями глушителя, так и с возможностью его засо-
рения или прогорания. Глушитель, расположенный слишком
близко к двигателю, ухудшает очистку цилиндров, а вследствие
высоких температур отработавших газов быстро прогорает. Глу-
шитель, находящийся далеко от двигателя, может создавать неме-
лодичный неприятный звук при выпуске и быстро забиваться
охлажденной и несгоревшей сажей.

Если расположение двигателя поперечное, го появляются
дополнительные трудности конструктивного и компоновочного
характера при установке глушителя. В этом случае колебания
двигателя происходят вокруг осп, перпендикулярной системе
выпуска отработавших газов. Поэтому при малопродумапной
схеме соединений выпускных труб с глушителем часто происходят
обрывы труб в месте соединения с фланцем выпускной трубы дви-
гателя или в месте соединения с глушителем. В таких случаях
приходится вводить гофрированные элементы трубы в систему
«трубы—глушитель» и подвешивать сам глушитель или ца пласти-
5(>
П1Ь1Х формованных или на резиновых подвесках, не допуская
Меткого соединения с днищем кузова.

>ь Цтя лучшей очистки двигателя от отработавших газов создают
устроенную» систему «трубы—глушитель», использующую явле-

ние резонанса.

Однако работу компоновщика над системой выпуска отработав-
ших газов усложняют и другие проблемы. Современные требова-
ния к содержанию токсичных веществ (СО, СН и NO,) в отработав-
ших газах автомобильных двигателей строго регламентированы
национальными законодательствами большинства государств
(в СССР это ОСТ 37.001.054—74). Наиболее жесткими являются
школы по охране окружающей среды в Японии, в США (особенно
в Калифорнии), а также в Швеции и Австралии. Для государств
Европы существуют требования Европейской Экономической Ко-
миссии при ООН, которые пока слабее, чем в выше названных

странах.

Современные законодательства в области защиты окружающей
среды не только предусматривают ограниченные меры на данный
год пли на ближайшее время, по дают прогнозы на изменения
требований в сторону ужесточения па сроки не менее пяти лет,
чтобы промышленность имела возможность подготовиться к улуч-
шению конструкций и создать средства, необходимые для их про-
изводства. Для характеристики этих требований приведем таблицу
наличия токсичных веществ в отработавших газах автомобилей
на период с 1976 ио 1982 гг. (требования стандартов различных
государств и Европейской Экономической Комиссии при ООН)
по сравнению с возможным их наличием при отсутствии предохра-
нительных мер (табл. 6).

Таб.гица б

Допустимый выброс токсичных составляющих ио годам и странам в "»
по отношению к значениям на начало регламентации

Страны	Токсичные вещества.				О  0	
	СО	СО	СИ	СН	NOX	KOV
	1976 г.	1982 г.	1976 г.	1982 г.	1976 г.	1982 г.
ЕЭК при ООН	40	10	34	11.5		10
Швеция и Л вс гр ал и я	30	4	34	4	50	4
США	17	4	17	4	50	4
Калифорния	10	4	10	4	32	4
Япония	6	4	С>	4	32	4

Средства для достижения этих показателей токсичности
отработавших газов конструктивно многообразны, индивидуальны
Для каждого вида токсичных веществ и часто дают противоречи-
вые результаты. Одно ясно — простые и дешевые конструкции
обеспечить выполнение этих требований не могут. Высокие резуль-
таты возможно дадут двигатели с послойным сгоранием, в том
числе и форкамерные, а также дизели.

Рис. 23. Содержание"(%) токсичных газов в отработавших газах при различных
способах их очистки:

1 — двигатель выпуска 1966 г.; 2 — Двигатель выпуска 1976 г. с агрегатами очистки
(по нормам США на 1976 г.); 3 — обедненные смеси; 4 — дожигание; 5 - двигатель
с реактором; 6 — окислители-катализа горы; 7 - рециркуляция простая; 8 — рецир-
куляция с управлением; 9 — катализаторы-восстановители; 10 ~ двигатель с послойным
сгоранием; 11 — двигатель с послойным сгоранием н с реактором; 12 — дизель

Рис. 24. Схемы возможных направлений доработки двигателя в целях снижения
токсичности отработавших газов:

I — карбюратор; 2 - система зажигания; 3 камера сгорания и фазы распределения;
4 — система дожигания; 5 — устройство рециркуляции; 6 — термореактор; 7 — к-ата-
лнзатор-окислитеть и катализатор-восстановитель; 8 - катализатор с зондом лямбда;

9 — зонд лямбда (А)

Для борьбы с токсичностью можно и необходимо применять
в зависимости от требований к содержанию СО, СН и NOV в отра-
ботавших газах следующие способы:

улучшение смесеобразования и ее зажигания;

обеднение как рабочих смесей, так н смесей, обеспечивающих
холостой ход и переходные режимы;
регулирование количества воздуха при всех фазах работы
двигателя,

дожигание не сгоревших СО и СП;

разложение NOV;

простая рециркуляция отработавших газов;

использование всех перечисленных способов совместно с ре-
циркуляцией;

разложение токсичного выороса и дожигание СО и СН;
послойное сгорание топлива;

послойное сгорание и дожигание;
использование дизельного двигателя.

Содержание токсичных газов в отработавших газах при различ-
ных способах их очистки приведено па рис. 23. На рис. 24 показаны
схемы с приборами, устанавливаемыми на двигатели в связи с пере-
численными выше способами борьбы с токсичностью.

Для осуществления перечисленного необходимы воздушные
насосы, (ожигатели-рсакторы, дожигатели и нейтрализаторы,
механизмы для рециркуляции отработавших газов и усройства,
автоматически приводящие их в действие. При компоновке авто-
мобиля в целом должно быть предусмотрено место установки
этих приборов и соответствующие приводы к ним.

§ 17.	Сцепления

Конструкция сцепления связана со схемой расположения
двигателя. При поперечном расположении двигателя, когда ко-
робка передач приводится во вращение специальным шестеренным
механизмом, применение обычной схемы сцепления часто нежела-
тельно, так как в этом случае получается большая длина агрегата.
Максимально возможное сокращение длины трансмиссионного узла
совершенно необходимо для конструкции переднеприводного
автомобиля, где радиатор расположен на одной оси с двигателем.

Фирмой Бритиш-Лейланд в 1959 г. была принята компоновка
(рис. 25), при которой приводной шестеренчатый механизм рас-
положен между маховиком и последней коренной шейкой двига-
теля. Сцепление повернуто на 180°, ведомый и нажимной диски
размещены в пространстве между маховиком и картером двигателя.
При этом оказалось возможным создать автомобиль с передним
приводом в среднем классе, имеющий шестицилиндровый рядный
Двигатель с рабочим объемом 2,223 см3, однако с отношением S/D,
большим единицы (1,06). Для установки такого двигателя колея
передних колес была принята равной 1475 мм. Подобная конструк-
ция отличается компактностью, но имеет следующие недостатки:
замена ведомого диска сцепления возможна лишь при значи-
тельном демонтаже деталей силового агрегата; двигатель стал
специализированным, пригодным только для данной схемы авто-
МобцЛя и без значительных переделок не может быть исполь-
зован для других автомобилей;
усложнен н стал специальным узел привода выключения
сцепления;

система смазки силового агрегата усложнена.

Если проанализировать возможные конструкции сцепления, то
необходимо констатировать, что за прошедшие 10 лет сцепления

Рис. 25. Привод к трансмиссии Лейланд с ее расположением в картере двигателя

с периферийными пружинами полностью вытеснены сцеплениями
с центральной пластинчатой пружиной. Эта схема, помимо других
достоинств, позволяет сократить длину узла примерно на 20—25 мм.

§ 18.	Связь двигателя с другими узлами трансмиссии

Конструкция механизма, передающего мощность от двигателя
к коробке передач, зависит от его расположения. В классической
схеме первичный вал коробки передач, сцентрированный в рас-
точке маховика, непосредственно связан с ведомым диском сцепле-
ния. При установке гидротрансформаторов и автоматических
коробок передач эта схема в принципе не изменяется.

Однако применение силовых агрегатов блочного типа с приво-
дом на передние или задние ведущие колеса (при заднем располб-
60
„и двигателя) вызывает значительные изменения в схеме спло-
передачи. Как правило, у этих силовых агрегатов ведущая
вС”‘ ерня' главной передачи находится на конце вторичного вала
111 побкн передач. Такая схема является определяющей для кон-
оукции коробок передач при приводе ведущих колес без обособ-
СенпОй главной передачи. В этом случае привод первичного вала

Рис. 26. Привод к трансмиссии Псжо-Рсио с се расположением вне картера
двигателя

коробки передач может быть осуществлен при помощи специаль-
ного промежуточного валика, ось которого расположена на одной
прямой с осью первичного вала (передача автомобиля «Запорожец»)
или вертикально расположенного набора цилиндрических шесте-
Рен, или бесшумной цепи (см. рис. 19).

Две последние конструктивные схемы рекомендованы для пе-
реднеприводных автомобилей. Анализ переднеприводных конструк-
ций показал, что даже при продольном расположении двигателя
Можно уменьшить длину силового агрегата, если расположить
трансмиссию под ним. При этом необходимо применять передачу,
Расположенную в вертикальной плоскости (рис. 26).
В европейских, не очень дорогих, переднеприводных автомоби-
лях малого класса, имеющих двигатели относительно небольшой
мощности (до 60—80 л. с.), применяют шестеренные передачи, так
как вопросы шумности для этих автомобилей не являются главен-
ствующими. Число шестерен в передаче (две пли три) зависит от
допустимых окружных скоростей, которые не должны превышать
17—20 м/с, и от необходимого направления вращения. Шестерен-
ную передачу имеет и двигатель автомобиля Сааб 99 (см. рис. 20).

В принадлежащих к высокому классу переднеприводных авто-
мобилях американских фирм, имеющих двигатели мощностью
до 400 л. с. (Кадиллак), по-прежнему применяют передачи с бес-
шумными цепями. Этот тип передач может быть рационально
использован в случае больших мощностей.

Недостатком ценной передачи является ее значительная масса.
В настоящее время известны четыре модели автомобилей, приме-
няющих цепи Морзе. На автомобиле Волслей (фирма Бритиш-
Лейлапд) с двигателем мощностью 85 л. с. использовалась цепь
шириной 28,6 мм (1 ',8 дюйма), а па автомобилях Торонадо,
Эльдорадо (фирма Дженерал Моторе) с двигателями мощностью
более 200 л. с. — цепь шириной 50,8 мм (2 дюйма). Шаг у всех
цепей одинаков — 9,52 мм (3/8 дюйма). Отношение чисел зубьев
шестерен для передачи автомобиля Волслей равно 39/38, меж-
центровое расстояние 173 мм; для передач других автомобилей
соответственно 65/66 и 215—260 мм.

Отметим успехи, достигнутые в последнее время в области
замены бесшумных цепей зубчатыми резиновыми или нейлоновыми
ремнями, имеющими внутри каркас из стальных нитей или тросов
из стекловолокна. Пока их применяют лишь на малоразмерных
передачах, например в приводе распределительных механизмов,
где их долговечность уже превысила 100 тыс. км. Есть также
сведения об их успешном применении и в качестве силовых эле-
ментов передачи на автомобиле с двигателем мощностью до 70 л. с.

§ 19.	Коробка передач

Коробки передач с неподвижными осями валов могут быть
разделены на две группы:

трехвальные, т. е. такие, у которых при наличии промежуточ-
ного вала можно получить прямую передачу; обычно все шестерни
находятся в постоянном зацеплении; каждая передача, за исклю-
чением прямой, образуется четырьмя шестернями;

двухвальные, не имеющие прямой передачи, у которых любая
ступень обязательно состоит из двух шестерен.

Силовые блоки переднеприводных автомобилей при продоль-
ном расположении двигателя и автомобилей с задним расположе-
нием двигателя технологически проще и дешевле при использо-
вании двухвальных коробок передач.
Тре.чвальную корооку передач рекомендовано применять только

-(а когда передаточное число первой передачи должно превы-
шать 4,0 —4,5. При двухвалыюй схеме трудно получить передаточ-
1111 число более 3,6 -3,7, так как из-за подрезания зубьев их число
11 ведущей шестерне не может быть меньшим И—13.

" трехвальпая коробка передач с расположением между нею и
пвнгателем главной передачи показана па рис. 27. Здесь применена
гипоидная главная передача, имеющая значительное смещение I
оси ведущей шестерни, которое превышает обычно принятое для

гипоидных передач, т. е. I = 0,2d„, где d„ — диаметр начальной
окружности. Это связано со значительной скоростью скольжения.
В случае значительного смещения нагрузка на передачу возра-
стает и необходимо применение особо высококачественных смазок
со специальными присадками. Однако еще большее смещение

(/	0,27d„) было применено в гипоидной передаче автомобиля

Шевроле Корвейр, что сделано также для возможности располо-
жения ведущего вала над дифференциальным механизмом транс-
миссионного узла с гидротрансформатором и автоматической двух-
ступенчатой коробкой передач. Конструкция коробки передач
такова, что па прямой передаче поток мощности разделяется между
гидротрансформатором и планетарным рядом.

Для уменьшения длины двухвальной коробки передач можно
рекомендовать установку муфт включения передач не на одном,
а па обоих валах (автомобиль ЗАЗ-968М «Запорожец»),

На современных легковых автомобилях с силовым агрегатом,
расположенном поперек, основной трудностью является демонтаж
силового блока (сцепление, коробка передач, главная передача)
без выкатывания всего силового агрегата. Даже для одного из
наиболее удачных силовых агрегатов (рис. 28) при его очень
компактной конструкции это оказалось невозможным ввиду недо-
статочной ширины автомобиля. Однако фирма Форд на модели
Фиеста (также переднеприводной) эту задачу решила (рис. 29).

Говоря о коробках передач нельзя не остановиться на вопросе
применения автоматических систем. За последнее десятилетие
число автомобилей с автоматическими передачами значительно
Увеличилось и, что особенно интересно, в малом классе. Главный
недостаток этого вида передач —повышенный (~на 10%) расход
топлива сохранился. Из двух типовых конструкций (вальпой и
планетарной) применяют только планетарную (исключение состав-
ляет модель японской фирмы Хонда). Число передач не менее трех,
поесть и четырехступенчатые. Стоимость автоматической передачи
переднеприводного автомобиля Фольксваген Гольфе рабочим объе-
мом 1,5 л, тремя ступенями и передаточными числами 1,00; 1,45;
2.25 составляет только 7—8% стоимости автомобиля (в шестидеся-
тых годах эта стоимость доходила до 20"о). Стоимость механиче-
ской коробки передач с четырьмя ступенями равна 4—5% стоимо-
сти автомобиля.
Рис. 27. Привод к передним ведущим колесам и коробка передач автомобиля Репо Эстафета
ф рма ДАФ, продавшая свое производство легковых автомоби-
ШВедской фирме Вольво, много лет выпускала автомобили
^собо малого класса с автоматической клиноперемеиной передачей.
Новая модель Вольво-343 (выпуска 1976 г.) также имеет автома-
тическую клиноременную передачу (рис. 30), но уже для автомо-
битя малого класса с двигателем, имеющим рабочий объем 1,4 л.

Рис. 28. Силовой агрегат автомобиля Фильксвагеп Гольф

Испытания автомобиля ДАФ 66 (0,6 л), проведенные в свое время
в СССР, показали надежность конструкции и ресурс ремней,
равный 30 тыс. км. В настоящее время клииоременную передачу
с успехом применяют на советских мотонартах («Буран») и на
зарубежных аналогичных моделях.

При относительно малом отличии схем современных механи-
ческих коробок передач они различаются гаммой ступеней переда-
точных чисел и передаточными числами высшей передачи.

Ранее применявшийся способ определения необходимых пере-
даточных чисел с использованием геометрической прогрессии
в настоящее время используют только для выбора передаточных

3 Родионов В. Ф.	65
Рис. 29. Силовой агре-
гат автомобиля Форд
Фиеста и схема прохо-
ждения ьоздуха через
жалюзи па разных ско-
ростях движения
•еп второй и реже третьей ступеней, особенно в случае двигателя
'тпосительпо малой мощности.

С Передаточные числа двух последних передач рекомендуется
с6ппжать, так как при этом улучшаются динамические качества и
экономичность автомобиля в условиях езды по городу, облегчаются
обгоны и упрощается процесс переключения передач. Это сближе-
ние передаточных чисел связано с увеличением плотности движе-
ния, особенно в городах, и с малыми расстояниями между светофо-
рами. На автомобилях, выпускаемых в СССР и в Западной
Европе, при относительно ма-
лых рабочих объемах устано-

пленных на них двигателей,
водитель не успевает вовремя
вывести автомобиль па наивыс-
шую передачу при начале дви-
жения после смены сигнала све-
тофора. Это особенно заметно
в том случае, когда у четырех-
ступенчатой коробки передач
отношение передаточных чисел
двух последних передач вы-
брано теоретически, так что
передаточное число третьей пе-
редачи равно 1,45—1,5, а че-
твертой 1,0.

Значительно более высокие
показатели динамических и эко-
номических качеств автомобиля
получаются при уменьшении
передаточного числа третьей

Рис. 30. Клппорсмснная передача авто-
мобиля Вольво 343

передачи до 1,38—1,31. Коэффициент уменьшения составляет
0,95—0,9. Чем меньше рабочий объем имеет двигатель проек-
тируемого автомобиля, тем необходимее сближать передаточные
числа обеих высших передач.

Передаточное число высшей передачи может быть равно еди-
нице пли. менее ее. Практически встречаются оба типа передаточ-
ных чисел. Рассмотрим, какому .же передаточному числу высшей
передачи следует отдать предпочтение, если использование двух-
валыюй коробки передач исключает применение прямой пере-
дачи.

Анализ влияния общих передаточных чисел (с учетом и главной
передачи) на динамические свойства автомобиля и на возможность
получения оптимальной частоты вращения коленчатого вала
Двигателя при движении автомобиля с максимальной скоростью,
а также уменьшения средней скорости поршня показывает, что обе
конструкции равнозначны. Необходимо только учитывать, что при
понижении частоты вращения вторичного вала улучшаются усло-
вия работы коробки передач вследствие уменьшения кавитации
при перебалтывании масла и снижения выделения тепла. Послед-
ний фактор способствует большей долговечности масла.

На многих автомобилях, используя обычную трехступенчатую
коробку передач, дополнительно устанавливали (обычно в отдель-
ном картере) ускоряющую передачу (овердрайв). Это позволяло
экономить топливо при эксплуатации автомобиля с малой нагруз-
кой и снижать максимальную частоту вращения коленчатого вала
двигателя при движении автомобиля с большей скоростью. Однако
введение ускоряющей передачи в систему коробки передач двух-
вального типа и учет требований производства по унификации
большинства деталей с ранее выпускавшимися коробками передач
позволили иметь четвертую или высшую передачу с передаточным
числом, меньшим единицы. В этом случае сохраняются без измене-
ния шестерни главной передачи.

При проектировании нового автомобиля, особенно класси-
ческой схемы, наиболее целесообразно иметь четырехступенчатую
коробку передач с наивысшей прямой передачей и вариант с повы-
шающей пятой передачей, а также получать необходимое переда-
точное число с использованием главной передачи. Применение
дополнительной ускоряющей передачи с передаточным числом,
меньшим единицы, конечно увеличивает шумность работы силовой
передачи. Установка ускоряющей передачи, как дополнения
к существующей коробке передач, целесообразна для автомобилей
с высокими тяговыми показателями, так как позволяет значительно
улучшить топливную экономичность автомобиля.

Выбор передаточного числа первой передачи связан с обеспече-
нием необходимого тягового усилия и минимальной скорости
маневрирования автомобиля, которая не должна превышать
5—7 км/ч при устойчивой частоте вращения коленчатого вала
двигателя, примерно равной 16—18% номинальной.

§ 20. Шарниры полуосей

В качестве шарниров полуосей ведущих и управляемых колес
почти не применяют обычные игольчатые сочленения даже в двой-
ном выполнении с центральным делителем или биссектратором. Это
вызвано их недостаточным ресурсом, который не превышает
обычно 50 тыс. км. Взамен игольчатых сочленений применяют
шариковые шарниры, выполненные по схеме Рцеппа и производи-
мые фирмами Уникардан, Спайсер, Лебро и Бирфельд, или трех-
шиповые сочленения Трипод, также выпускаемые фирмой Уникар-
дан. В шариковых шарнирах угол поворота доведен до 40°; пробег,
до смены составляет 100—150 тыс. км и зависит от их запаса проч-
ности и сохранности защитного чехла.

Шарнир конструкции Рцеппа показан на рис. 31. Модели
Бирфильд отличаются от моделей Лебро конструкцией делителя-
биссектратора. У модели Бирфильд это достигается смещением
центров качения внутренней и наружной обойм на 1—1,5 мм от
68
„скости контакта шариков, у модели Лебро — пересечением
^пространстве канавок, по которым катятся шарики.

В Шарнир Трипод (рис. 32) с тремя шипами широко применяют
как на ведущих и управляемых колесах (снаружи), так и в главной

Рис. 31. Шарнир равных угловых скоростей
конструкции Рцеппа—Бирфильд (максималь-
ный рабочий угол равен 40°):

а — общий вид; б — номограмма для выбор! р 14-
меров шарнир»; ср — угол изгиба

Ичигом

передаче, где они заменяют и шлицевые соединения. Крутящий
момент передается при помощи сферических роликов, скользящих
с одной стороны на трех цилиндрических шипах, а с другой
стороны в трех открытых с одного конца цилиндрических дорож-
ках V-образной детали. Такая конструкция всегда обеспечивает

а)	е)

Рис. 32. Шарнир Трипод (максимальный рабочий угол равен 40г):

а — общий вид; б — разрез; А — размер, определяющий номер шарнира

положение сферических роликов в биссекторной плоскости, чем
Достигается гомокииетичность шарнира при любом угле поворота
До 43°. Цилиндрические шипы вварены в защитную шаровую обе-
чайку. Карданы Трипод технологически проще шариковых карда-
нов Бирфильд, Лебро, однако не обладают абсолютной гомокине-
тичностью.
Карданные сочленения Вейс, устанавливаемые па многих
грузовых автомобилях повышенной проходимости советского и
зарубежного производства, не могут быть рекомендованы для
легковых автомобилей из-за высокой частоты вращения ведущих
колес. Карданные шарниры такого типа трудно балансировать,
а технология их изготовления такова, что нельзя обеспечить
относительно малые зазоры между канавкой и шариком, как у кар-
данных шарниров типа Рцеппа. Все это приводит к быстрому из-
носу и выходу из строя карданных шарниров (через пробег 15 —
25 тыс. км), что нельзя признать удовлетворительным для автомо-
билей, у которых передний привод работает постоянно.

Карданные шарниры шарикового типа (Бирфильд и Лебро)
подбирают по данным табл. 7. В приведенной па рис. 31, б помо-

Параметры и показатели карданных шарниров шарикового типа

Таблица 7

Размер	Тип шарнира	СоМ, кге - м	ПФ	G	Л1Ф	ОФ	Р	РФ
ЛИ 85	05	7 000	72	38	20	80	55	34
АУ 91	10	9 000	81	42	22	91	60	40
ЛИ 101	12	12 000	96	45	26	106	70	45
ЛИ 107	15	14 000	98	50	28	108	72	45
ЛИ 125	21	25 000	115	55	32	125	85	60
ЛИ 140	30	35 000	138	65	38	148	90	70
ЛИ 160	32	55 000	156	80	43	168	110	80
ЛИ 200	40	95 000	180	85	50	194	120	90
ЛИ 203	42	110 000	190	90	53	205	120	100

Примечание. СоМ — принимаемый максимальный момент прокру-
чивания.

грамме WN для выбора размера шарнира по высоте по оси ординат
отложены постоянные моменты кручения, которые могут переда-
вать различные карданные шарниры равных угловых скоростей
при частоте вращения 300 об/мин. Срок службы Lit условно принят
5000 ч. Кроме того, срок службы шарнира равных угловых скоро-
стей обратно пропорционален частоте вращения и третьей степени
постоянного момента кручения. Номограмма построена для частот
вращения 100; 200; 300; 1000 и 2000 об/мин. Кривые показывают
предельные значения для данных углов изгиба, при которых
обычно шарниры AY 85 и AY 203 могут работать без дополнитель-
ного охлаждения.

Пример. Рассчитаем срок службы карданного шарнира равных угловых
скоростей.

Исходные данные: передаваемый постоянный момент кручения Alj =
= 30 кге-м; постоянная частота вращения п = 200 об мин; постоянный угол
изгиба ф = 15°.
Необходимо определить размер шарнира, который при заданных усло-
„ях будет иметь срок службы Lh, близкий к 2000 ч.

Б решение-

1.	Предположим, что размер шарнира AV107 подходит. Для него по номо-
памме рис. 32, б составляет Lh' = 5000 ч; п' — 300 об/мин; ср = 15°; цагру-
^ае.мость M't = 19 кге-м; крутящий момент Mt= 30 кге-м.

Эквивалентный срок службы

Lh = Lh'
п





= 1920 ч.

Таким образом, срок службы шарнира может быть принят достаточным.

2.	Проверим, нельзя ли вместо шарнира AV107 взять меньший шарнир
AVJOl. При выполнении таких же расчетных операций как для шарнира AV107,
находим, для шарнира размера AV101 по кривой рис. 32, б, соответственно Lh' =
— 5000 ч, п = 300 об/мин, ср = 15 и наибольший постоянный момент круче-
ния M't = 17 кге-м.

Эквивалентный срок службы при постоянном моменте кручения Mt =
—1 30 кге-м составляет

“=50«С(я)3“'м°'-

Таким образом, срок службы шарнира AV101 является недостаточным, и выб-
рать необходимо шарнир AV107

Следовательно, исходными данными при расчете являются
максимальный крутящий момент, угол работы шарнира (постоян-
ный) и желаемый ресурс в часах. Пробег исчисляют, исходя из
средней скорости движения 50 км/ч.

Шарниры типа Трипод выпускают как для колесного привода
(три размера), так и для главной передачи, допускающей и про-
дольное перемещение. Максимально допустимый угол шарнира
равен 41—43°. Классифицируют шарниры по наружным диаметрам
оболочки D, равным 76; 86 и 99 мм. При наименьшем диаметре
можно передать момент 70 кге-м (кратковременное действие), при
среднем диаметре—момент 160 кге-м и при наибольшем —
момент 250 кге-м. В случае постоянной работы момент необходимо
уменьшить в 2 раза.

Диаметры полуоси выбирают в зависимости от их длины. Если
полуоси различной длины, то диаметр длинной полуоси должен
быть больше, чем диаметр более короткой. Это необходимо для
исключения возникновения на ней изгибпых колебаний, вызываю-
щих нагружение шарнира в продольной плоскости, очень нежела-
тельное для сепараторов шариковых карданных шарниров.

Преждевременный выход из строя карданных шарниров при-
вода передних или задних колес (при независимой подвеске)
связан с разрушением защитных чехлов и попаданием грязи
внутрь сочленения. Обычные резиновые чехлы в зимних условиях
71


(в СССР) недостаточно надежны, что
доказано при эксплуатации автомо-
билей иностранных марок и при
испытаниях модели ВАЗ 2121. Низ-
кие температуры не только раз-
рушают резиновые чехлы, ио и
делают их хладноломкими. Поэ-
тому для резиновых чехлов преду-
сматривают дополнительную защиту
(рис. 33).

Некоторые фирмы применяют га-
сители крутильных колебаний (демп-
феры) и размещают их на длинной
полуоси. Наличие гасителей увязы-
вают с крутильной жесткостью и виб-
рационным резонансом всей системы
с учетом коробки передач и двига-
теля. Например, на автомобиле особо
малого класса Ауди 50 применен
демпфер, а па близком к нему авто-
мобиле Фольксваген Поло, отлича-
ющемся рабочим объемом двигателя
и его конструкцией, оказалось воз-
можным отказаться от демпфера
вследствие меньшего суммарного мо-
мента инерции.

Применение упругих сочленений
в полуосях можно рекомендовать
только для уменьшения пиковых на-
грузок в трансмиссии, но не взамен
металлических карданных сочлене-
ний. Практика показала, что рези-
новые шарниры при их установке
на полуосях, особенно для компенса-
ции осевых перемещений, не явля-
ются долговечными. При наличии 
коротких жестких полуосей иногда
устанавливают дополнительные уп-
ругие муфты, позволяющие в по-
луосях п деталях дифференциалов
снизить напряжения от пиковых
крутильных нагрузок и устранить
отрицательное действие вибраций
в силовой передаче.

Характеристика упругой муфты,
играющей также роль демпфера, по-
луоси автомобиля с передним при-
водом, двигателем мощностью 40л. с.
крутящим моментом 7 кге м приведена па рис. 34. Жесткость
".фт’ы равна 2,15 кгсм/°.

м На грузовом автомобиле Рено Эстафета с двигателем мощ-
щетью 28 л. с. и крутящим моментом 6,7 кге-м муфта та-
кой ?кс конструкции имеет жесткость
1,6 кгс-м/°.

§ 21.	Карданные валы

Осуществление передачи мощности
от коробок передач к заднему мосту
в автомобилях классической схемы
вызывает много затруднений при кон-
струировании карданных валов. Прежде
всего увеличение частоты вращения ко-
ленчатого вала двигателя до 5000 —
6000 об/мин заставляет избегать длин-
ных валов из-за возможности появле-
ния вибраций и разрушения валов
вследствие перехода границы критиче-
ской частоты вращения. Для борьбы
с этими явлениями как наиболее эффек-
тивное средство рекомендуют уменьше-
ние длины вала.

В этом случае необходимо приме-
нять промежуточную опору, используя
два вала с тремя жесткими или с двумя
жесткими и одним упругим шарнирами.
Промежуточную опору следует кре-
пить к раме или кузову автомобиля че-
рез упругую прокладку или резиновое
кольцо, так как его нельзя иначе
предохранить от вибраций, возника-
ющих не только от дисбаланса кар-
данного вала, но и от дисбаланса ко-
лес и шин. Для уменьшения осевых
усилий и износа скользящие концы кар-
данного вала целесообразно распола-
гать не вблизи заднего моста, а в шлице-
вом соединении промежуточной опоры,

Рис. 34. Характеристика уп-
ругой муфты полуоси автомо-
биля с передним приводом:
<р — угол закручивания муфты;
М — передаваемый крутящий
момент

обеспечивая это соединение необходимой жидкой смазкой. Износ
шлицев обычно является частой причиной появления вибраций и
в результате замены всего вала в целом, а не только его шар-
ниров.

Для уменьшения высоты туннеля в полу кузова применяют
Двойное карданное сочленение, позволяющее наклонять оба вала
и более низко располагать промежуточную опору (см. рис. 13).
При независимой подвеске задних колес или подрессоривании
главной передачи кар-
данный вал получается
прямым и может иметь
только упругие шарни-
ры, что уменьшает пи-
ковые нагрузки, возни-
кающие в трансмиссии
от крутильных колеба-
ний. Однако туннель
при этом не всегда пол-
ностью устраним.В этом
случае целесообразно
применять двойное со-
членение в середине и
учитывать все реко-
мендации по повыше-
нию значения крити-
ческой частоты враще-
ния.

Фирмой Порше в
1976—1977 гг. выпуще-
ны две спортивные мо-
дели 924 и 928, особен-
ностью которых являет-
ся расположение ко-
робки передач сзади в
одном блоке с главной
передачей. Соеди питель-
нын вал находится в
специальной трубе, сое-
диняющей картеры сце-
пления и коробки пере-
дач. Он вращается в
подшипниках, устано-
вленных в трубе. По-
добная конструкция
(рис. 35) позволила избе-
жать необходимости в
туннеле на полу кузо-
ва. На модели Альфетта
конструкторам фирмы
Альфа-Ромео, не при-
менившим трубы и со-
хранившим открытый
карданный вал, пол-
ностью устранить тун-
нель не удалось.
§ 22.	Задние оси, мосты и главные передачи

Задние мосты можно разделить на две группы: с подрессоренной
главной передачей (разрезная балка); с неподрессорепной главной
передачей (неразрезная балка).

Мосты обоих типов могут использоваться в автомобилях клас-
сической схемы. Мост с пеподрессоренной главной передачей и
неразрезной балкой конструктивно проще, дешевле и надежнее, чем
ось с подрессоренной главной передачей, какую бы схему подвески
в этом случае не применяли (независимую или Де Дион).

Наличие полуосей с шарнирными сочленениями удорожает
конструкцию автомобиля и снижает долговечность узла, которая
в данном случае определяется работоспособностью карданных
шарниров. Кроме того, почти все мосты (оси) с подрессоренной
главной передачей имеют особые дополнительные скользящие
соединения полуосей, не вызывающие повышения жесткости под-
вески. Поэтому в данных конструкциях применяют специальные
шарнирные соединения, одновременно передающие крутящий мо-
мент и компенсирующие осевые перемещения в полуосях при
помощи скользящих кулаков или специальных карданных шарни-
ров фирм Лебро или Трипод.

Стандартное шлицевое соединение подводимой густой смазкой
имеет недостатки, которые не позволяют его рекомендовать. Это
быстрый износ шлицев, а также повышение жесткости подвески
вследствие трения скольжения, которое возникает при передаче
через шлицы крутящего момента при одновременном перемещении
полуосей в осевом направлении.

Для уменьшения жесткости подвески в качестве элемента
шарнира можно рекомендовать хорошо обеспеченное жидкой
смазкой скользящее сухарное соединение полуоси с полуосевой
шестерней дифференциала. Существует несколько типовых кон-
струкций этого соединения. Одна из них представляет собой запрес-
сованный в полуось штифт с надетыми па него четырехгранными
сухарями, скользящими по пазам шестерни (сухарное соединение
автомобиля «Запорожец»). В других конструкциях четырехгранные
сухари заменены шаровыми пли цилиндрическими шипами с иголь-
чатыми подшипниками. Обе конструкции могут быть рекомендо-
ваны только для автомобилей первых двух классов, где они обеспе-
чат достаточную долговечность узла. Преимуществом этих кон-
струкций является возможность сближения центров качания по-
луосей между собой.

При использовании этих конструкций на автомобилях особо
малого и малого классов расстояние между центрами качания
полуосей можно довести до 50 мм. Расстояние же между точками
качания при карданных шарнирах, вынесенных за пределы кар-
тера дифференциала, обычно равно 200—220 мм. Увеличение рас-
стояния между центрами карданных шарниров приводит к увели-
чению их углов наклона (рис. 36).
На автомобилях среднего и больших классов центры качания
полуосей приходится выносить за пределы картера главной пере-
дачи вследствие значительных размеров самого сочленения, что
связано с большой передаваемой мощностью. Однако в этом

Рис. 36. Привод автомобиля Пежо 201

узле использхют скользящие сочленения с тремя шипами или
шариковые сочленения. Примером подобной конструкции может
служить главная передача и полуоси автомобиля Пежо 504(рис.37).

Применяют также конструкции, у которых жесткая полуось
постоянной длины воспринимает также осевые усилия. В этом
случае движение полуоси предопределяет и кинематику колеса, так
как она является элементом направляющего устройства.
76
Рис. 37. Главная передача автомобиля Пежо 504
Ранее подобные схемы использовали в основном для легких
автомобилей особо малого и малого классов. Однако в настоящее
время их применяют даже для автомобилей среднего класса.
Например, модели фирмы Форд имели задний мост такой конструк-
ции, причем в узле дифференциала подшипники частично нагру-
жаются осевыми усилиями, возникающими при передаче крутя-
щего момента через полуоси, а картер главной передачи передавал
нагрузку от боковых сил па несущую систему. Большие нагрузки,
возникающие от осевых сил, заставляют очень осторожно отно-
ситься к созданию конструкций, у которых полуоси и картеры
главной передачи работают в качестве деталей направляющего
устройства подвески. В случае большей осевой нагрузки неразрез-
ная балка заднего моста (в том числе и моста фирмы Де Дион),
через которую нагрузка от тягового усилия и веса передается на
кузов, может оказаться более надежной для автомобилей работаю-
щих в относительно тяжелых дорожных условиях. Конструкция
балки может быть любой: штампованная; сварная (автомобили
«Москвич»); состоящая из двух половин с болтовым соединением
(автомобиль ГАЗ-21 «Волга»); с чулками полуосей, впрессованными
в литой картер (мост типа Салюсбери).

Однако на автомобилях классической компоновки, достигаю-
щих скоростей до 165 км/ч и выше, взамен неразрезных балок
заднего моста лучше применять или неразрезные оси типа Де Дион,
имеющие штанги, или конструкции с независимой подвеской.

§ 23.	Подвески

Принципиальных схем подвесок легковых автомобилей много.
В связи с увеличением скоростей движения выбор типа подвески
особенно ответственен. Конструкция подвески влияет не только на
комфортабельность автомобиля, по и на характеристику управ-
ляемости.

Необходимость воспринятая подвеской комбинированных на-
грузок, часто ударных, а также наличие многочисленных шарни-
ров (узлов трения), подвергающихся воздействию грязи и пыли,
заставляют уделять особое внимание вопросам прочности и надеж-
ности этих конструкций. При выборе схемы и конструкции под-
вески эти требования необходимо увязывать с основными габарит-
ными размерами автомобиля: базой, колеей, передними и задними
свесами.

Для оценки передней и задней подвесок их удобно классифици-
ровать по группам в зависимости от схем направляющего устрой-
ства и используемых упругих элементов (рис. 38).

1.	Две поперечные рессоры (рис. 38, а).

2.	Одна поперечная рессора или по одному качающемуся
рычагу с каждой стороны (рис. 38, б).

3.	Для поперечных рычага разной длины с каждой стороны
(рис. 38, в).
4.	Одни или два рычага с каждой стороны; рычаги качаются
продольной плоскости; упругие элементы — пружины, тор-
сцоны, резиновые блоки (рис. 38, г).

5.	Один треугольный рычаг с каждой стороны; рычаги кача-
ются в поперечной плоскости; упругий элемент — пружина или
торсиои (рис. 38, д).

Рис. 38. Схемы подвесок

6.	Одни рычаг с каждой стороны; рычаги качаются в плоскости,
расположенной перпендикулярно или под небольшим углом
к плоскости, проходящей'через ось симметрии автомобиля. Наруж-
ный конец рычага связан шарнирно с цилиндрической направляю-
щей, прикрепленной (мягкое соединение) к несущей системе
автомобиля. По направляющей скользит поворотный кулак или
Движется вместе с пей вверх и вниз. В последнем случае направ-
ляющим элементом является трубчатая деталь, входящая внутрь
I

цилиндрическом детали, жестко связанной с поворотным кулаком.
Упругим элементом обычно служит пружина, реже рессора
(рис. 38,

7.	По одному рычагу с каждой стороны; рычаги расположены
под углом к плоскости симметрии автомобиля; упругий элемент —
обычная пружина (рис. 38, а"). Такая подвеска является промежу-
точной конструкцией по отношению к показанным на рис. 38, гид.

8.	Неразрезные оси с упругими элементами в виде рессор,
пружин, торсиопов и др.; осн могут иметь специальные направляю-
щие устройства в виде реактивных и толкающих штанг (рис. 38, з).

В качестве упругих элементов в настоящее время применяют
листовые рессоры, пружины, торспоны (сплошные и составные),
резиновые блоки и гидропневматические элементы.

Комбинации схем передних и задних подвесок выбирают, учи-
тывая взаимное влияние направляющих устройств различных
типов и подбирая нужный ход колес при данной нагрузке на колесо
т. е. жесткость подвески.

Принципиальную кинематическую схему направляющих уст-
ройств подвески выбирают, исходя из возможности корректирова-
ния вертикальных нагрузок на колеса при возникающих боковых
силах, что позволяет влиять на углы увода. Если колесо наклоня-
ется в сторону действия боковой силы, то угол увода увеличива-
ется, а если в противоположную, то уменьшается. Наклон колеса
зависит также от наклона несущей системы, а последний —от
положения оси крена.

Рассматривая приведенные основные схемы подвесок (рис. 38)
можно констатировать, что при перазрезной оси колеса не меняют
своего положения относительно грунта при наклонах несущей
системы. У независимых подвесок с продольным качанием рычагов
колеса меняют свое положение вместе с несущей системой.

При двухрычажных или эквивалентных им подвесках с попе-
речным качанием наклон несущей системы вызывает угловое пере-
мещение колес в ту же сторону. В случае однорычажных незави-
симых подвесок при качании рычагов в поперечной плоскости
наклон несущей системы вызывает отклонение колеса в противо-
положную сторону. Выбирая тип подвески, ход колес и жесткость
упругих элементов, можно найти такое положение центров кача-
ния рычагов направляющего устройства и такие размеры кинемати-
ческих элементов деталей, что окажется возможным дополнительно
влиять па наклон кузова или несущей системы и, следовательно,
на положение колес.

Особое влияние на поведение автомобиля на дороге оказывает
так называемый кинематический увод, под которым понимают
поворот геометрических осей подвесок при вертикальных пере-
мещениях колес пли крене кузова. При этом оси могут повер-
тываться так, что радиус поворота автомобиля или увеличивается,
пли уменьшается, изменяя характеристику поворачиваемости.
При неразрезных осях геометрическая ось совпадает с фактической
80
осЫ« (мостом), поэтому опп повертываются самостоятельно. При
независимых подвесках повертываются только колеса, изменяя
свое положение относительно направления движения автомобиля.
При помощи реактивных штанг можно изменять направление
кинематического увода неразрезных мостов в желаемую сторону.
Подробнее эти вопросы рассмотрены в гл. 18 и 19.

В настоящее время перазрезные оси (мосты) для передних колес
рекомендовать для легковых автомобилей нельзя из-за невозмож-
ности коррекции углов увода, что особенно важно при высоких
скоростях движения, и ввиду возникновения автоколебаний
в системе привода рулевого управления. Только на легковых авто-
мобилях повышенной проходимости допустимо применение нераз-
резных мостов для передних колес, так как они отличаются боль-
шей прочностью и долговечностью, необходимых при движении
по бездорожью. При этом используют и реактивные штанги.
Однако и в конструкциях автомобилей этого типа разрезные
передние оси находят все большее применение — например в авто-
мобиле ВАЗ 2121. Задний мост (рис. 38, з) можно применять,
начиная с автомобилей малого класса; особенно целесообразно его
использование на автомобилях более высоких классов. У автомо-
билей, развивающих значительные скорости, пластинчатые рес-
соры в качестве направляющего устройства уступают свое место
подвеске. В таких подвесках это устройство выполнено при
помощи системы толкающих и реактивных штанг, обеспечивающих
коррекцию положения оси благодаря ее повороту в горизонталь-
ной плоскости при наклоне несущей системы. Подобная конструк-
ция применена для задней оси автомобилей ВАЗ.

По своим прочностным показателям неразрезная задняя балка
пригодна для легковых автомобилей всех классов.

Задние перазрезные оси с упругими элементами различных
типов и даже с пластинчатыми рессорами в виде направляющего
аппарата еще находят применение для переднеприводных автомо-
билей. В данном случае такие оси позволяют ослабить влияние
переднего привода, вызывающего повышенную недостаточную по-
ворачиваемость. Образцом современных подобных конструкций
может служить задняя подвеска автомобилей Фольксваген Гольф
или Ауди 50 (рис. 39), которая совмещает преимущества перазрез-
ной оси и независимой подвески благодаря наличию стабилиза-
тора, жестко соединенного сваркой с обоими рычагами подвески.

Независимые подвески с разрезной осью, применяемые для
передних колес, очень разнообразны. В настоящее время широко
распространена подвеска с качанием двух рычагов в поперечной
плоскости, которая обеспечивает необходимую кинематику, а также
позволяет уменьшить «клевок» автомобиля при торможении.
Такую подвеску можно выполнить из следующих узлов: два
рычага и пружина; два рычага и продольный торспон; один ниж-
ний или верхний рычаг и поперечная рессора, выполняющая двой-
ную функцию — упругого элемента и одного из рычагов.
Подвески этого типа должны иметь регулирующие устройства
для коррекции всех трех параметров стабилизации в заданных
пределах. Подвеску с двумя рычагами, допускающую качание
в поперечной плоскости, можно применять без ограничений па
автомобилях любых классов.

Рассматриваемая подвеска позволяет применять верхний и
нижний рычаги с различными соотношениями длин, а также
изменять их установку для получения под статической нагрузкой
желаемых углов наклона. Кроме того, конструктор может выби-

Piic. 39. Задняя подвеска автомобиля Фольксваген Гольф

рать угол поворота осей рычагов как в горизонтальной, так и
в вертикальной плоскостях. Это позволяет получать любые харак-
теристики изменения углов продольного и поперечного наклонов
поворотного шкворня (углы наклона плоскости колеса к плоскости
колеи), а также высоты центра крена. При использовании шаровых
шарниров стойку передней подвески можно объединить с поворот-
ным кулаком, что уменьшает общее число деталей подвески.

Схема с двойными поперечными рычагами несколько услож-
няет привод к ведущим колесам, но все же находит применение
в передних подвесках при передних ведущих колесах. Подвеска,
выполненная по такой схеме, удобно сочетается с продольным
расположением двигателя. Упругие элементы при двойных попе-
речных рычагах могут быть любыми.

Использование подвески с рычагом (качающимся в поперечной
плоскости) и поперечной рессорой, которая выполняет функцию
упругого элемента и части направляющего устройства, допустимо
только для очень легких автомобилей особо малого класса в целях
уменьшения их стоимости. Из-за малой длины рессора оказывается
82
или очень жесткой, или имеет высокие напряжения, что уменьшает
се долговечность. При поломке рессоры нарушается система
направляющего устройства и движение на автомобиле становится
невозможным.

При двойных рычагах с осями, несколько повернутыми в плане
назад, и со спиральными пружинами, используемыми в качестве
упругих элементов, подвеска, выполненная по данной схеме,
позволяет широко разнести опоры, сделать рычаги достаточно
длинными для уменьшения действующих нагрузок, что облегчает
размещение силового агрегата. Эта подвеска дает возможность
уменьшить «клевок» и «приседание» автомобиля соответственно
при торможении и разгоне. Углы поворота рычагов в плане и
в вертикальной плоскости могут достигать 15° и более.

Возможна независимая подвеска с одним нижним рычагом и
верхней «пятой», представляющей собой верхний рычаг, кинемати-
ческая длина которого увеличена до бесконечности (подвеска типа
«качающаяся свеча» или подвеска «Мак-Ферсон»). Такая подвеска
является разновидностью обычной двухрычажной подвески. К ее
преимуществам относят меньшее количество трущихся деталей и
большее свободное пространство в моторном отделении или багаж-
нике (если данный автомобиль имеет заднее расположение двига-
теля) вследствие отсутствия верхнего качающегося рычага. Не-
достатки подвески, выполненной по этой схеме, —изменение
колеи колес и несколько большая трудность воздействия на
«клевок» (для его уменьшения) при торможении автомобиля.

Однако при соответствующим образом подобранной задней
подвеске устойчивость автомобилей с подвеской «Мак-Ферсон»,
оказывается хорошей даже на скользких зимних дорогах, а износ
шин передних колес благодаря подбору необходимой жесткости
шин в поперечном направлении и величины хода колес не выходит
за пределы допустимого. Такая подвеска может иметь упругий
элемент любого типа и ее можно рекомендовать к применению на
автомобилях всех классов.

Подвеска «качающаяся свеча» не нуждается в проверке и
регулировке на заводе и в эксплуатации углов развала и наклона
стойки назад, что значительно упрощает и удешевляет эксплу-
атацию

Независимая передняя подвеска с качанием рычагов в продоль-
ной плоскости (см. рис. 38, ?) отличается простотой конструкции
и не нуждается в установке необходимых углов стабилизации при
сборке, так как их обеспечивает механическая обработка. Недо-
статками этой подвески при ее использовании для передней оси
являются следующие:

невозможность коррекции положения колес при наклоне
несущей системы;

недостаточный ход колес из-за малой длины рычагов и понижен-
ная вследствие этого плавность хода;
недостаточная прочность рычагов в поперечном направлении,
что приводит к их деформациям как при изгибе, так и кручении,
особенно в случае значительных боковых сил;

невозможность при расположении ступицы позади кронштейна
крепления (по ходу автомобиля) воспрепятствовать клевку при
торможении; если ступица расположена впереди, то при наезде
на препятствие автомобиль получает жесткий удар.

Для современных автомобилей данная подвеска не должна
быть рекомендована.

Для задней подвески эта конструкция может быть применена
в случае использования переднего привода. При этом ее преиму-
ществом будет простота, недостатком — невозможность устране-
ния или уменьшения «приседания» автомобиля при трогании,
а также создания при возникновении боковой силы требуемого
наклона колес. Эта подвеска может быть рекомендована только для
автомобилей первых двух классов; для более тяжелых автомобилей
даже при неведущих задних колесах она становится громоздкой,
тяжелой и недостаточно прочной.

Широкое применение для задних осей в случае независимой
подвески сначала имела конструкция, показанная на рис. 38, д,
а затем конструкция, приведенная на рис. 38, ж. Подвеска, схема
которой приведена на рис. 38, д, обеспечивает необходимую кор-
рекцию положения задних колес по отношению к вертикали при
наличии боковых сил, что способствует уменьшению угла увода
и повышению безопасности движения автомобиля. Однако это
может быть использовано только при движении по сухим дорогам,
когда значительное изменение колеи полностью компенсируется
поперечной деформацией шин. На скользких дорогах автомобиль
с такой подвеской теряет устойчивость, так как колеса проскаль-
зывают в поперечном направлении.

. • Для устранения этого явления была создана конструкция
(см. рис. 38, ж), у которой оси качания рычагов пересекаются под
углом. В этом случае колея при ходе подвески изменяется меньше
и, кроме того, происходит поворот колес в горизонтальной пло-
скости (кинематический увод), что корректирует общий увод
автомобиля. Подвеска такого типа может быть рекомендована для
всех классов автомобилей, у которых имеется разрезная ось
(независимая подвеска). Оригинальным является направляющий
аппарат задней подвески автомобилей Фольксваген, Ауди, Гольф,
Поло и др. Он представляет собой комбинацию из неразрезной и
разрезной осей (см. рис. 39). Два рычага, по одному с каждой
стороны, с одного конца закреплены при помощи сайлентблоков
на кузове, а на другом их конце установлена ступица неведующих
колес. Оба рычага связаны поперечиной открытого U-образного
профиля, которая приварена к рычагам. При одновременном наезде
обоих колес на препятствие подвеска работает как неразрезная
ось. При одностороннем наезде на препятствие одним колесом или
при крене кузова па повороте характер перемещения иодвр-’ки
изменяется и приближается к характеру перемещения разрезной
оси за счет скручивания и изгиба соединительной поперечины.
Такую подвеску можно назвать балансирпо стабилизирующей.
Она отличается малой массой.

В конструкциях передних подвесок также произошли измене-
ния, связанные с взаимоположением колеса и оси шкворня (стойки)
Много лет при конструировании автомобилей использовали так
называемое положительное плечо обката; была установлена его
абсолютная величина — примерно равная 50 мм. Постепенно,
с появлением широкопрофильных шин, положительное плечо
обката уменьшалось и на некоторых моделях было доведено то
нуля (Ситроен, Мерседес и др.).

Фирма Ольдсмобиль (США) в 1965 г. выпустила переднюю
подвеску с отрицательным плечом обката для переднеприводного
автомобиля «Торонадо». Однако даже сами разработчики не объяс-
нили причину появления подобной конструкции. В 1972 г. фирма
Ауди создала конструкцию передней подвески с отрицательным
плечом обката и теоретически обосновала это стремлением устра-
нить увод автомобиля в сторону при неравенстве тяговых пли
тормозных сил на каждой его стороне.

Если к обоим передним колесам (рис. 40) приложены одинако-
вые тормозные силы, то они взаимно уравновешиваются. Если
с каждой стороны действуют различные усилия, то колесо, к кото-
рому приложено большее усилие, будет стремиться повернуться
до упора, потянув за собой через систему рулевого управления и
другое колесо. Таким образом может измениться направление дви-
жения автомобиля. При отрицательном плече обката точка L
расположена за центром контакта средней плоскости шины с грун-
том. В этом случае при неравенстве тормозных сил поворот колеса
произойдет в обратном направлении.

При старой схеме, т. е. при положительном плече обката сила
реакции <S всегда стремится повернуть колесо «до упора». При
новой схеме, т. е. при отрицательном плече обката сила реакции А
зависит от разности сил Т, приложенных к обоим колесам. В слу-
чае отсутствия коррекции при помощи рулевого колеса, угол
поворота колес автомобиля внутрь оказывается незначительным.
В настоящее время отрицательное или нулевое плечо обката при-
нято в конструкциях, выпускаемых многими фирмами.

Наибольшие трудности при осуществлении такой конструкции
следующие:

необходимость размещения нижней шаровой опоры как можно
ближе к диску колеса, так как иначе трудно обеспечить требуемое
прохождение геометрической оси стойки (шкворня);

необходимость размещения тормозного механизма между геоме-
трической осью стойки (шкворня) и диском колеса.

Последнее требование заставляет отказываться от конструкции
тормозного устройства с оппозитными поршнями и перейти к кон-
струкции с плавающим суппортом и с односторонне расположеп-
ным поршнем. От конструкции с оппозитными поршнями при их
числе более двух можно отказаться и по той причине, что отрица-
тельное плечо обката позволяет перейти к так называемой диаго-

Рис. 40. Различные плечи
обката и диагональная
система тормозов:

А — тормозная сила; L —
геометрическая ось стойки;

S сила реакции; /, II и
/// плечи обката соответ-
сшей но нулевое, положите-
льное и отрицательное

характеристики шины, то отрицательное
придется корректировать экспериментально.

нальной системе тормозов, так-
же обеспечивающей 50% тор-
мозного усилия при выходе из
строя одного из контуров тор-
мозной системы.

Для различных конструкций
геометрическое (чертежное) от-
рицательное плечо обката мо-
жет быть равно 0—18 мм. От-
метим, что величина действи-
тельного плеча обката связана
с положением пятна контакта
шины с грунтом н зависит от
конструкции шины. Поэтому,
если у конструктора нет полной
плечо обката возможно

§ 24. Упругие элементы

Для получения упругих элементов наибольшей энергоемкости,
или наименьшей массы, целесообразно использовать торсионные
стержни или спиральные пружины. При сравнении их с листовой
86
рессорой оказалось, что одна единица массы торсиона или пружины
{дожет воспринять в 3 раза большую нагрузку по сравнению с
единицей массы рессор.

Технология изготовления пружины значительно проще, чем
торсиона. Необходимость упрочнения переходного участка от
рабочей части торсиона к шлицованной большего диаметра, полу-
чение поверхности очень высокого качества и значительные
трудности при термической обработке в шахтных печах настолько
усложняют процесс изготовления торсиона, что от него часто
отказываются и применяют пружины, хотя подвеска с торсионом
позволяет компенсировать в эксплуатации его остаточные дефор-
мации увеличением угла закручивания.

В практике из трех перечисленных упругих элементов, изготов-
ленных из стали, самым долговечным являются пружины, имеющие
наименьшее количество дефектов поверхности. За ними следуют
листовые рессоры, а на последнем месте, обычно из-за несоблюде-
ния технологического процесса, находятся круглые торсионы.
Пластинчатые торсионы из-за обезуглероживания наружного слоя,
а также из-за повышенного суммарного напряжения кручения и
изгиба в наиболее удаленных точках (в углах профиля) менее
долговечны, чем цилиндрические.

Наиболее энергоемкими являются резиновые элементы, рабо-
тающие на сдвиг. Однако малая деформация, возможность старе-
ния и недостаточная морозостойкость препятствуют их широкому
распространению.

Гидропневматические упругие элементы являются самыми
современными, так как имеют нелинейную характеристику и
позволяют изменять ход подвески и дорожный просвет по желанию
водителя или автоматически, если регулируется только высота
пола. Кроме того, эта конструкция облегчает создание балансир-
ной системы подвески.

Однако значительная сложность изготовления гидропневмати-
ческого элемента, высокая стоимость и необходимость применения
насоса для его подкачки не позволяют пока широко применять
подвески этого типа. Даже упрощенную конструкцию Бриттиш
•Лейланд — так называемую гидроэластнчную подвеску, состоя-
щую из работающих на сдвиг резиновых элементов и гидравличе-
ского балансирного устройства, применяют пока только на моде-
лях этой фирмы, а более сложные пневмогидравлические под-
вески — только па моделях фирм Ситроен, Мерседес-Бенц, Кадил-
лак и др. Можно надеяться, что постепенно с повышением надеж-
ности и упрощением ухода гидропневматическая подвеска получит
большее распростаненпе.

В настоящее время пружины и торсионы рекомендовано при-
менять на легковых автомобилях всех классов как для передней,
так и для задней подвесок, а пневмогидравлическую подвеску
лишь тогда, когда подвески других типов не могут обеспечить
выполнение требований технического задания в отношении постоян-
ства высоты уровня поля и регулируемого по желанию водителя
дорожного просвета.

Рессоры как упругий элемент и направляющий аппарат под-
вески сохранились на незначительном количестве конструктивно
старых моделей. Их главные недостатки следующие:

невозможность коррекции кинематического увода из-за труд-
ности размещения ушков рессоры по высоте;

непригодность рессоры при малой ее жесткости для работы
в качестве направляющего аппарата;

значительный расход стали на рессору и дорогая ее термическая
обработка.

Преимущество рессоры — простота ее конструкции при исполь-
зовании в качестве элемента направляющего аппарата.

Рессору можно применять в сочетании с реактивными штан-
гами, как это выполнено в конструкции задней подвески автомоби-
лей ЗИЛ-114 и ЗИЛ-117.

§ 25.	Рулевые механизмы

Выбор типа рулевых механизмов связан с общей компоновкой
автомобиля и с нагрузкой на узел рулевого управления.

Рулевые механизмы подразделяют на две группы:

механизмы, передающие усилия на управляемые колеса с ис-
пользованием вращательного движения вала рулевой сошки;

механизмы, передающие усилия на поперечные тяги непосред-
ственно от ведущего элемента рулевого механизма, движущегося
продольно-поступательно.

В первую группу входят все рулевые механизмы типа червяк—
ролик, винт—гайка, червяк—кривошип независимо от их кон-
струкции, а на вторую — только механизмы типа шестерня—
рейка. Механизмы первой группы конструктивно и технологически
сложнее, но позволяют иметь высокие передаточные числа. Ранее
на тяжелых автомобилях высшего класса без гидроусилителей
передаточные числа достигали 25—26. Обратимость этих механиз-
мов связана с кинематикой передаточных пар, что позволяет умень-
шить нагрузку на руки водителя при наезде колес автомобиля на
препятствия. Однако для улучшения кинематики в систему тяг
такого рулевого управления необходимо вводить, как минимум,
один промежуточный маятник.

Система шестерня—рейка позволяет исключить промежуточ-
ный маятник и два шаровых шарнира. Рулевой механизм шестер-
ня—рейка очень прост и дешев, имеет высокий КПД, но его пере-
даточное число не может превышать 21—24, так как это связано
с минимальным числом зубьев ведущей шестерни.

Компоновочно этот рулевой механизм особенно удобен для
переднеприводных автомобилей и для автомобилей с задним рас-
положением двигателей. В обоих случаях рейка заменяет попереч-
ную тягу, что позволяет освободить пространство между перед-
88
ними колесами для багажника или для ног пассажира. На автомо-
билях классической схемы узел шестерня—рейка расположить
труднее, так как этому мешает двигатель. В этом случае рулевой
механизм опускают вниз, хотя это не очень благоприятно с точки
зрения его защиты от грязи и повреждений.

Рулевые механизмы типа шестерня—рейка широко применяют
на автомобилях первых двух классов. Однако в последнее время

Рис. 41. Реечный руль автомобиля Рено 30

в комбинации с гидравлическим сервоусилителем их устанавли-
вают и на любых автомобилях среднего класса (рис. 41). В этом
случае корпус рейки служит и цилиндром гидроусилителя.

Реечные механизмы применяют двух конструкций. В одном
случае шаровые пальцы рулевых тяг закрепляют в концах рейки,
а в другом — устанавливают в середине рейки. Последнюю кон-

Рис. 42. Реечный руль автомобиля Пежо 204

струкцию используют в том случае, когда расположение шаровых
пальцев на рейке не увязывается с кинематикой подвески. Для
уменьшения ошибок в кинематике тяг к колесам их удлиняют,
перенося крепление пальцев в середину реечного механизма. Такой
механизм часто выполняют с параллельно двигающимся штоком,
на котором и закрепляют пальцы (рис. 42).

Выбирая рулевой механизм, предварительно надо решить
вопрос, какой закон изменения передаточного числа в зависимости
от угла поворота управляемых колес необходимо принять. Суще-
ствуют следующие три принципиальные кинематические схемы:
передаточное число рулевого механизма имеет максимальное
значение при положении, соответствующем движению автомобиля
по прямой, и уменьшается при повороте его колес;

передаточное число рулевого механизма имеет минимальное
значение при положении, соответствующем движению автомобиля
по прямой, и увеличивается по мере поворота его колес;

передаточное число постоянно.

Рис. 43. Схема реечного механизма с переменным передаточным чис-
лом

К рулевому механизму, выполненному по первой схеме, относят
конструкции, у которых перемещающаяся шариковая гайка соеди-
нена с вильчатым рычагом или с кривошипом, посаженным на вал
рулевой сошки. В конструкции, выполненной по второй схеме,
необходимый эффект получается при наличии шариковой гайки,
одновременно двигающейся поступательно и поворачивающейся.
В настоящее время применяют также пару глобоидальный чер-
вяк—ролик, причем червяк имеет специальную нарезку. Такая
пара обеспечивает любой характер изменения передаточного числа.

Примером рулевого механизма, выполненного по третьей кине-
матической схеме, может служить .механизм типа шестерня-
рейка. В настоящее время есть такой механизм с переменным
передаточным числом. Отношение передаточных чисел равно 1,4.
Наибольшее передаточное число в середине рейки (рис. 43).

Механизмы, выполненные по первой кинематической схеме,
рекомендуют для скоростных автомобилей, при управлении
которыми водителю особенно важно чувствовать отклонение от
прямолинейного движения, а также для всех автомобилей, у кото-
рых рулевое управление имеет избыточную поворачиваемость.
90
Рулевые механизмы, выполненные по второй кинематической
схеме, удобны для такси, автомобилей, работающих в горных
условиях, и для автомобилей, имеющих недостаточную поворачи-
ваемость (в том числе и для автомобилей с передним приводом).

На автомобилях большого и высшего классов, а также на
быстроходных автомобилях низших классов в рулевых механизмах
рекомендовано применять усилители гидравлического типа. Наи-
более современными являются усилители, объединенные с рулевым
механизмом. В легковых автомобилях силовые цилиндры, действу-
ющие непосредственно на рулевые тяги, целесообразно применять
только при рулевом механизме типа шестерня—рейка, хотя и
в этих механизмах хорошо компонуется встроенный усилитель.

Усилитель рулевого механизма позволяет уменьшить пере-
даточное число до 16—14. При этом управление автомобилем более
точное, что особенно необходимо при движении с большой ско-
ростью. Отметим, что наличие гидроусилителя повышает безопас-
ность движения, так как устраняет при переезде неровностей
дороги передачу толчков на рулевое колесо и позволяет удержать
автомобиль на дороге при неожиданной потере давления в одной
из шин, особенно в передней. Недостатком системы рулевого
управления с гидроусилителем является меньшая обратимость.

§ 26.	Тормоза

Любая тормозная система состоит из следующих элементов:
колесного рабочего тормоза;

стояночного тормоза;

запасного тормоза;

привода рабочего, запасного и стояночного тормозов;
регуляторов или ограничителей тормозного усилия.

В качестве колесных тормозных механизмов ранее применяли
различные системы барабанных тормозов, которые остались
или на очень тихоходных автомобилях или только на задних
колесах. В настоящее время в основном используют дисковые
тормоза, которые отличаются не только формой трущейся поверх-
ности, но и способом отвода тепла, возникающего при торможении.

В барабанном тормозе тепло, исходящее от внутренней тру-
щейся поверхности барабана, нагревает всю его массу, а затем
отводится в воздух. Прямой передачи тепла от нагретой трущейся
поверхности к воздуху нет. Даже наличие ребер не дает интенсив-
ного отвода тепла.

В дисковых тормозах нагретая поверхность диска немедленно
по выходе из-под тормозных колодок обдувается охлаждающим
воздухом. Происходит интенсивный отвод тепла. Такой способ
охлаждения позволяет повторно осуществлять более энергичные
торможения, доводя отрицательное ускорение до 0,8—0,9g. Однако
приходится при этом уменьшать площадь тормозных колодок,
чтобы не ухудшалось охлаждение поверхности диска, что приводит
не только к повышению удельных нагрузок на накладку, но и
к значительному ее нагреву. В результате этого температура
накладки при движении автомобиля по горным спускам может
достигать 500—600° С, а не 240—300° С как при барабанных тор-
мозах. Поэтому требования к качеству материала накладок для
дисковых тормозов повышаются по сравнению с требованиями
к материалу для накладок барабанных тормозов.

Ранее считали, что преимуществом барабанных тормозов явля-
ется возможность создания дополнительного усилия, приложен-
ного непосредственно к колодкам (так называемое серводействие).
Дисковые тормоза с серводействием не применяют, и это теорети-
чески необходимо возмещать увеличением усилия, прикладывае-
мого к тормозной педали. Усилие можно уменьшить, применяя
вспомогательный усилительный механизм вакуумного типа. Для
автомобилей малого класса, но с сухой массой более 1000 кг реко-
мендуется устанавливать специальный сервоусилитель, что хотя и
усложняет и удорожает конструкцию автомобиля, но облегчает
управление. При меньшей массе подобные устройства можно
установить за дополнительную плату.

Отметим, что применение барабанных тормозов с серводейст-
вием колодок создает преимущества, но и имеет недостатки.
Всегда возможно при намокании или загрязнении уменьшение
коэффициента трения накладки на одном колесе. Например, сни-
жение этого коэффициента даже на 0,05 понижает тормозной эффект
на данном колесе по сравнению с другими не менее, чем в 1,5 раза,
что может вызвать занос автомобиля. При дисковом тормозе по юб-
ное уменьшение коэффициента трения вызывает снижение тормоз-
ного эффекта только на 14%.

Органическим недостатком всякого барабанного тормоза явля-
ется наличие значительного зазора между накладкой и тормозным
барабаном в верхней части колодки, достигающего 0,4 мм и более
при автоматическом регулировании зазора. Дисковые тормоза,
у которых колодки двигаются прямолинейно, имеют зазор всего
0,05—0,10 мм, вследствие чего уменьшается возможность неравно-
мерного по времени торможения разных колес.

Незначительность хода тормозных колодок дискового тормоза
позволяет исключить из номенклатуры основных деталей оттяж-
ные пружины. Действие оттяжных пружин заменено следующим:
капиллярным воздействием стенок цилиндра на мениск зеркала
тормозной жидкости и, следовательно, на поршень; натяжением
резиновых уплотнителей; наличием осевого биения тормозного
диска и ступицы колеса, вследствие чего колодки как бы расталки-
ваются. Снятие оттяжных пружин уменьшает усилие на педали
не менее, чем на 4—5 кгс, что в какой-то степени компенсирует
отсутствие серводействия.

Простота конструкции дискового тормоза позволяет уменьшить
массу комплекта деталей, составляющего колесный тормозной
механизм, Так, у автомобилей малого класса масса комплекта
92
дисковых тормозов примерно на 6 кг меньше массы комплекта
барабанного тормоза п составляет около 0,8% сухой массы авто-
мобиля.

Отметим, что накладки дискового тормоза изнашиваются значи-
тельно быстрее, чем накладки барабанного тормоза. Это объясня-
ется следующими причинами: большей удельной нагрузкой,
достигающей 35—36 кгс/см2 по сравнению с 18—20 кгс/см2; нали-
чием абразивного износа, даже при движении автомобиля без
торможения; несущимися во встречном потоке воздуха взвешен-
ными частицами песка в воде (особенно при окружающей темпе-
ратуре ±2° С).

Срок службы накладок дисковых тормозов при сухой погоде
составляет 15—20 тыс. км, а при мокрой и грязной погоде — сни-
жается до 6—7 тыс. км, особенно для накладок тормозов задних
колес, находящихся под большим воздействием грязеводяной
пыли, чем накладки тормозов передних колес. Поэтому особое
внимание необходимо уделять возможности легкой замены изно-
шенных накладок на новые. В настоящее врем на смену двух
накладок необходимо затратить только 1,5—2,0 мин, не считая
времени, расходуемого на снятие и надевание колеса.

Частую смену тормозных накладок можно исключить увеличе-
нием их толщины, которую доводят до 12—14 мм. Однако это может
вызвать явления феддинга вследствие понижения жесткости на-
кладки. Существующие системы грязезащиты, используемые при
дисковых тормозах зарубежными фирмами, пока не удовлетвори-
[тельны для условий эксплуатации в СССР. Использование для
этой цели диска колеса не дает необходимого эффекта, так как не
удается создать лабиринтный замок между внутренним грязевым
щитком и диском, куда свободно проникают капли воды с грязью
и песком. В этом случае особенно быстро изнашивается наружная
колодка (табл. 8).

Анализ эксплуатации в СССР автомобилей ВАЗ и «Москвич»
позволяет оценить эффективность тормозной системы и сделать
вывод о целесообразности применения на автомобилях с макси-
мальными скоростями движения не выше 150—160 км/ч смешанную
систему — впереди дисковые тормоза, а сзади — барабанные.
При более высоких максимальных скоростях следует рекомендо-
вать дисковые тормоза для всех колес, так как они обеспечивают
большую устойчивость во время торможения и эффективность
теплоотдачи.

Применение дисковых тормозов, вынесенных из колесного узла
и установленных на главной передаче, не рекомендуется из-за
перегрузки карданныхсочлененний, хотя сточки зрения защиты от
пыли такие тормоза находились бы в лучшем положении.

Износ элементов дискового тормоза связан также с его кон-
струкцией. Существуют две основные схемы дискового тормоза:
на неподвижном суппорте (скобе) с двух сторон расположены
рабочие цилиндры с подвижными поршнями, оказывающими дав-
ление па накладки; в этом случае изнашиваются только опоры
колодок;

на внутренней стороне подвижного суппорта расположен
только один рабочий цилиндр; в этом случае тормоза дешевле
и легче, во недостатком является быстрый износ направляющих
суппорта и, как результат, заедание суппорта при его движении,
что приводит к износу внутренней пакладки, на которую непо-
средственно воздействует поршень рабочего цилиндра.

Таблица 8

Износ в мм фрикционных накладок передних и задних тормозов
автомобилей Пежо 204, Триумф 1300 и Москвич-408 при пробеге 1000 км
(булыжная дорога полигона с грязевыми ваннами)

।	Наименование	Износ для автомобилей		
	Пежо 204	Триумф 1300	«Москвич-408»
Передний тормоз	Дисковый типа Гирлинг	Дисковый типа Гирлинг № 12	Барабанный
Правая передняя наруж- ная накладка	0,283—0,425	0,176—0,268	0,041—0,108
Правая задняя внутрен- няя накладка	0,275—0,345	0,500—1,130	0,007—0,178
Левая передняя наруж- ная накладка	0,148—0,257	0,638—1,286	0,000—0,173
Левая задняя внутрен- няя накладка	0,245—0,320	0,195—0,269	0,000—0,138
Задний тормоз	Б а р а б а и п ы		ii
Правая передняя на- кладка	0,067—0,096	0,044—0,205	0,043—0,412
Правая задняя накладка	0,050—0,113	0,039—0,352	0,000—0,282
Левая передняя наклад- ка	0,066—0,180	0,037—1,660	0,029—0,370
Левая задняя накладка	0,118—0,385	0,197—1,520	0.036—0,219

В настоящее время этот дефект устранен благодаря примене-
нию специальных покрытий скользящих поверхностей дисульфпд-
молибденом, увеличению их твердости и использованию защиты
направляющих резиновыми чехлами.

Тормоз с одним цилиндром и скользящим суппортом является
неотъемлемой частью передней подвески с отрицательным пле-
чом обката, так как разместить внутри колесного диска тормоз
с двумя рабочими цилиндрами трудно.

Анализируя преимущества и недостатки барабанных и диско-
вых колесных тормозов, можно сделать следующие выводы: .

дисковый тормоз по сравнению с барабанным уменьшает воз-
можность заноса автомобиля благодаря одновременности действия;
дисковый тормоз допускает большую частоту торможения
вследствие более быстрого отвода тепла, что очень важно в усло-
виях интенсивного городского движения;

износ накладок дискового тормоза примерно в 2 раза больше,
чем износ барабанного.

Конструкция стояночного тормоза обычно связана с типом ко-
лесного тормоза. Ранее широко применяли трансмиссионные тор-
моза, а в настоящее время их не рекомендуют из соображений
безопасности движения, так как они сильно нагружают карданы
главного вала или полуосей, что ускоряет разрушение карданов.
Стояночный тормоз можно устанавливать как на передних, так и
на задних колесах. На дисковом тормозе труднее создать необ-
ходимое тормозное усилие, чем на барабанном тормозе. Это свя-
зано прежде всего с малым ходом тормозных колодок и с необ-
ходимостью использования в качестве передаточного механизма
многозаходных винтов. При установке барабанных тормозов сзади
стояночный привод целесообразно крепить на них. При четырех-
дисковых системах привода также конструктивно проще выпол-
нять стояночный тормоз на задних колесах.

По современным требованиям безопасности движения на каж-
дом легковом автомобиле должно быть установлено не меньше
трех тормозных систем — в том числе рабочая, стояночная и за-
пасная. Под запасной системой можно понимать специальную
систему или один из контуров рабочей системы в случае их изо-
лированности. В настоящее время для запасной системы регла-
ментированы только тормозные пути и отрицательные ускорения
Однако предполагается, что дополнительно будет определено ми-
нимальное тормозное усилие в процентах от максимального.
В этом случае будут применять многопоршневую тормозную си-
стему типа «Москвич» или диагональную систему, что возможно
лишь при отрицательном плече обката (см. рис. 40).

При наличии передних ведущих колес и дисковых тормозов,
установленных на валиках, которые выходят из главной пере-
дачи, стояночный привод для укорачивания тормозных коммуни-
каций монтируют именно на этих тормозах. На автомобилях,
имеющих четыре дисковых тормоза, применяют более сложную
систему стояночных тормозов. На задние колеса, помимо дисков,
устанавливают и барабаны малого диаметра специально для стоя-
ночного тормоза. Такие конструкции применены на автомобилях
ЗИЛ-4101, Мерседес-Бенц и др.

Обычно для привода в действие стояночного тормоза исполь-
зуют рычаг, установленный между передними сиденьями на полу.
Однако на автомобилях с автоматической трансмиссией, лишенных
педали сцепления, привод к стояночному тормозу осуществляют
при помощи педали, которую располагают слева от педали нож-
ного тормоза. Педаль стояночного тормоза снабжают специаль-
ным фиксатором.
Рабочая система тормозов, если она гидравлическая, должна
иметь два самостоятельных контура, индикатор выхода из строя
какого-либо из контуров и индикатор износа тормозных накладок.
Если откажет одни из контуров, то оставшийся исправный контур
должен обеспечить торможение с эффективностью, равной не ме-
нее 50% ее значения, для данной рабочей системы. Первоначально
тормозную систему делили на два контура по осям. Однако вслед-
ствие малой нагрузки на задние колеса, достигающей только
40—45%, и нагрузке при торможении, примерно равной 20% но-
минального значения, такое разделение оказалось уже неэффек-
тивным. Первоначально перешли на систему с четырьмя нерав-
ного диаметра цилиндрами на каждом переднем колесе. Два ци-
линдра большего диаметра входят в один контур, а два цилиндра
малого диаметра объединены с задними колесными тормозами.
Такая система эффективна, но дорога. При наличии отри-
цательного плеча обката ее заменяет диагональная система (см.
рис. 40).

Привод гидравлической системы тормозов на автомобилях
даже малого класса снабжен сервоусилителем, объединенным
с главным цилиндром. Главные цилиндры типа тандем снабжены
устройствами для компенсации увеличения хода педали при вы-
ходе из строя одного из контуров. Тормозные резервуары снаб-
жены указателями уровня тормозной жидкости.

Важным является выбор типа регулятора, ограничивающего
усилие на тормозах задних колес. Регулятор необходим для исклю-
чения возможности блокирования колес при резком торможении
автомобиля, при движении по скользкой дороге, особенно при не-
полной нагрузке. Значительные отрицательные ускорения во
время торможения и возникающая при этом разгрузка задних
колес требуют применения регуляторов тормозного усилия на
всех легковых автомобилях независимо от их компоновочной
схемы. Это относится прежде всего к переднеприводным автомо-
билям с малой нагрузкой на задние колеса. Однако у современ-
ного легкового автомобиля даже классической схемы, с водителем
и одним пассажиром, сидящим впереди, нагрузка на задние ко-
леса в статическом состоянии составляет только 45,5%, а при тор-
можении снижается до 20—25%. Для этих автомобилей также не-
обходим регулятор.

Существуют регуляторы трех типов.

1.	Ограничивающие давление в рабочих цилиндрах задних
колес независимо от нагрузки на автомобиль; такие регуляторы
применять не рекомендуется.

2.	Регуляторы инерционного типа с автоматическим поддер-
жанием давления в задних тормозных механизмах. Ограничение
давления происходит при достижении определенной величины от-
рицательного ускорения. Такие регуляторы следует применять
только в совокупности с регуляторами третьего типа.
3.	Регуляторы с механическим приводом, связанные с пере-
мещением кузова вверх при нагружении и перераспределении
нагрузок. Применение этого механизма наиболее целесообразно,
так как на его работе всегда сказывается изменение распределе-
ния нагрузок по осям, также и в зависимости от общей нагрузки
на автомобиль. Конструкция этого регулятора проста; он тягами
и рычагами непосредственно связан с каким-нибудь элементом
подвески. В схеме, приведенной па рис. 44, регулятор связан
с балкой заднего моста. Поскольку его регулируют изменением

Рис. 44. Регулятор тормозного усилия автомобиля ВЛЗ-2101:
1 и 2 — соответственно входной и выходном штуцера; 3 торсиоп; 4 серьга

длины тяг за счет упругости торсиона привода, конструктор-
компоновщик должен учитывать необходимость п возможность
дополнительной регулировки в эксплуатации.

В настоящее время эти механизмы управления тормозными си-
стемами в целях ограничения максимального тормозного усилия
на задних колесах постепенно, хотя п медленно, будут уступать
место антиблокировочным системам, которые полностью должны
устранить возможность блокировки любого из тормозных колес.

Специальные электронные датчики с приводом от колес дают
сигналы к упрощенным счетно-решающим устройствам, которые,
в свою очередь, позволяют спять давление в рабочих цилиндрах
колесных тормозов. Растормаживание и повторное торможение
происходите частотой 10—14 Гц. Снятие давления было возможно
только при условии, что опо создается при помощи насоса с ис-
пользованием гпдроаккумулятора. Схема такой системы приве-
дена на рис. 45. В настоящее время появилась конструкция, обес-
печивающая работу при обычном источнике давления — главном
Цилиндре.

Несмотря на сложность, а пока и дороговизну, аптиблокиро-
вочные системы начали выпускать для автомобилей большего и

4 Родионов В. Ф.

97
высшего классов (США). Можно ожидать, что по мере отработки
систем, в том числе и технологической, их будут применять и
па автомобилях меньших классов.

Рис. 45. Автоблокировочная схема тормозов:

1 — тормозной цилиндр передних
тормозов; .? — гндро.шкумулятор
5 главный тормозной цилиндр;
ровки задних колесных тормозов;

колес; 2 — датчики блокировки передних колесных
передних колес; 4 - гидроаккумулятор главный;

6 - счетнорешающее устройство; 7 — датчик блоки-

8 — тормозной цилиндр задних колесных тормозов;

9 — гидронасос

§ 27. Несущие системы

Первоначально несущие системы — рамы выполняли отдельно
от пассажирской надстройки — кузова. Это было естественно,
так как кузов состоял из деревянного каркаса, обитого металлом.
Совершенствование технологии изготовления пространственных
деталей из стального листа глубокой штамповкой позволило еде-,
лать кузов очень прочным и жестким. Дальнейший процесс созда-
ния несущих систем обусловил применение конструкций, у ко-
торых кузова были объединены с рамами и являлись несущими.

Постепенно рамы, даже в соединении с кузовом, стали приме-
нять редко, и широкое распространение получили несущие ку-
зова разнообразных конструкций. Помимо большей прочности и
жесткости они оказались и более легкими по сравнению с состав-
ными конструкциями. Подобные системы, помимо укзазаиных до-
стоинств, имеют и два недостатка. К ним необходимо отнести
большие затраты па подготовку производства и трудности, свя-
занные с демпфированием шумов и вибраций, идущих от неподрес-
соренных частей автомобиля.
Первый недостаток —значительные затраты па подготовку
производства — устраним при большом и продолжительном вы-
пуске. Затруднение приносит только смена модели. Со вторым не-
достатком борются, используя различные изолирующие конструк-
ции, отделяющие подвеску от кузова.

Наряду с полностью несущими конструкциями сохраняются
п рамные, где рама и кузов связаны эластичными прокладками.
Оказалось, что наличие отдельной рамы в некоторых случаях
даже полезно. Эти конструкции позволяют следующее:

понизить уровень шума в кузове введением упругих подушек
в местах крепления кузова;

Рис. 46. Рама автомобиля Кадиллак (США)

упростить процесс сборки автомобиля;

создать на базе одного шасси автомобили с закрытыми и от-
крытыми кузовами различных типов;

уменьшить затраты при организации производства кузовов
новых типов;

упростить и ускорить процесс экспериментальной доработки
конструкции автомобиля (шасси и кузов в этом случае можно
совершенствовать независимо, что имеет большое значение при
ежегодном обновлении моделей).

Отдельные рамы (рис. 46) преимущественно применяются на
американских автомобилях с колесной базой свыше 2600—2800 мм
и сухой массой более 1350—1450 кг, выполненных по классической
схеме с двигателем, расположенным впереди, и с приводом на
задние колеса. Спецификой американского производства является
частая смена моделей и большое количество модификаций, а также
стремление сделать автомобиль особенно бесшумным. Этим тре-
бованиям больше всего отвечают именно рамные автомобили, хотя
при этом увеличивается металлоемкость конструкции, так как
масса велика.
Фирма Ситроен в 1974 г. выпустила семейство автомобилей
среднего класса с двигателем, расположенным поперек, и перед-
ним приводом. Рама этого автомобиля жесткая из закрытых про-

Рис. 17. Рама и кузов автомобиля Ситроен СХ

филей. Отдельный кузов соединен с рамой в 16 точках при помощи
резиновых подушек (рис. 47). Отличием такого автомобиля яв-
ляется очень низкий уровень шума. Из всех известных рамных
автомобилей конструкция Ситроен СХ наиболее совершенна и
оригинальна.

§ 28.	Классификация несущих систем

Непрерывное увеличение степени использования кузова для
повышения общей жесткости несущей системы легкового автомо-
биля заставляет отказаться от четкого деления кузовов легковых
автомобилей на несущие и рамные, так как любой закрытый, а в ка-
кой-то мере и открытый кузов, современного автомобиля является
несущим. Наличие же рамы не всегда означает, что кузов не яв-
ляется несущим. Вследствие этого представляется целесообразным
применение термина «несущая система», который использован в со-
временной иностранной литературе.

Классификация несущих систем, применяемых па современных
легковых автомобилях, дана на рис. 48. Отметим, что между не-
сущими системами отдельных типов нет четких границ, так как
характерные признаки выражены неярко. Поэтому для возмож-
ности классификации приходится несколько идеализировать эти
признаки.
Несмотря на то, что условия эксплуатации легковых авто-
мобилей различаются сравнительно мало, существует большое
разнообразие типов несущих систем, даже для одинаковых по
размерам и свойствам кузовов. Это объясняется тем, что выбор
несущей системы не может быть однозначным и определяется в каж-
дом отдельном случае следующими экономическими и коныок-
турными соображениями: предполагаемым объемом производства;
числом модификаций кузовов; возможными сроками смены моде-

Рис. 48. Классификация несущих систем

лей; имеющимся производственным оборудованием (прессы, сва-
рочные машины и др.); квалификацией персонала; сложившимися
на заводе традициями; необходимостью транспортировки и скла-
дирования задела кузовов; вкусами предполагаемого круга поку-
пателей; возможной ценой существующей связью с поставщиками
исходных материалов; наличием станций обслуживания; взаимо-
отношениями со страховыми компаниями (за рубежом); патент-
ными соображениями и т. п.

По использованию высоты кузова для воспринятая нагрузок
несущие системы можно разделить на плоские и пространствен-
ные. К плоским несущим системам принадлежат открытые кузова,
в которых дверные проемы исключают возможность размещения
несущих элементов по высоте, а к пространственным несущим си-
стемам — закрытые кузова, в которых для размещения несущих
элементов можно использовать всю их полезную высоту.
Пространственную несущую систему функционально можно
разделить па верхнюю систему (надстройку), являющуюся соб-
ственно кузовом, обеспечивающим полезно используемое про-
странство, и на нижнюю систему (основание), представляющую со-
бой базу для крепления силового агрегата и ходовой части непо-
средственно или через подрамник. У открытых кузовов нижняя
система является единственной несущей частью.

Рис. 49. Кузов автомобиля Трабант

Соединение верхней и нижней систем может быть неразборным
(сварка пли соединение заклепками), разборным и даже упругим
(использование эластичных подушек, препятствующих передаче
в кузов шума со стороны дороги).

Верхние системы (пространственные). В зависимости от исполь-
зования облицовочных панелей в качестве несущего элемента верх-
ние системы делят на каркасные, скелетные и оболочковые.

Каркасная система (рис. 49) является жесткой системой, обра-
зуемой массивными стержнями с закрытыми коробчатыми или
открытыми сечениями. Нагрузки передаются только через эти
стержни, а наружная облицовка способствует повышению общей
жесткости системы. В качестве облицовки для этой конструкции
можно применять легкие сплавы, а также пластик. При каркасной
системе основание обычно представляет собой раму' из профилей
закрытого сечения и панель пола, связанную с рамой так, чтобы
панель не принимала участия в передаче нагрузок. Соединение
верхней и нижней систем может быть неразборным или разборным.
Передняя часть образуется из элементов простейшей формы, со-
единенных сваркой.


Скелетная система (рис. 50) представляет собой дальнейшее

развитие каркасной системы. В скелетной системе нагрузки пере-
даются наружной оболочкой и каркасом из стержней закрытого

Рис. 50. Кузов автомобиля Фольксваген Гольф

или открытого профиля. Скелетная система не допускает приме-
нения различных материалов для каркаса и оболочки. Распро-
странение скелетного принципа па нижнюю систему выражается
в создании основания, которое имеет неразборное соединение с па-

Рис. 51. Кузов автомобиля ВАЗ-2101

целью пола пли платформы, участвующей в передаче нагрузок.
Основание в этом случае соединяют с верхней системой неразбор-
ным или разборным способами.

Оболочковая система (рис. 51), образуется из наружной и вну-
тренней оболочек, которые по возможности соединяют так, чтобы
онп работали совместно. Корпус кузова выполняют преимуще-
ственно из больших плоских штамповок с соответствующими флан-
цами, позволяющими при помощи сварки образовать замкнутые
сечения. Передняя часть такой системы состоит из внутренней
и наружной оболочек, каждая из которых представляет собой
штамповку.

Применение оболочкового принципа к нижней системе позво-
ляет создать несущий пол. При этом в качестве силовых элемен-
тов использованы пороги замкнутого сечения и колесные ниши.
Пороги образуются фланцами панели пола и панелей боковин.
Оболочковую верхнюю систему с жесткими порогами в больших
автомобилях применяют также в сочетании с отдельной рамой,
присоединяемой разборным способом. Передние и задние крылья
часто крепят к корпусу кузова сваркой, чтобы повысить общую
жесткость несущей системы.

Оболочковые системы из листовой стали позволяют применять
механизацию и автоматизацию производства. В будущем можно
ожидать появления оболочковых систем из стеклопластиковых
панелей, соединенных клеем. По условиям сборки несущие си-
стемы делят на составные, объединенные и узловые.

Составная система образована из отдельных относительно не-
больших элементов, соединяемых сваркой в случае стального
кузова пли клеем в случае кузова, изготовляемого из стеклопла-
стика.

Объединенная система характеризуется применением возможно
большего количества деталей, внутри которых замкнуты основ-
ные силовые цепи. Типичным является использование панели бо-
ковины (рис. 52), отштампованной из одного листа. Объединенные
конструкции —стальные; в них предусмотрена возможность ис-
пользования стеклопластика.

Узловая система характеризуется тем, что переднюю, среднюю
и заднюю части кузова изготовляют отдельно, а при сборке со-
единяют между собой способом, допускающим разборку. В не-
которых случаях это сочетают с применением отдельного основа-
ния. Узловая система допускает изготовление кузова с примене-
нием стеклопластика.

По используемому материалу несущие системы делят па цельно-
стальные и комбинированные, например, из стали и легкого сплава
пли из стали и стеклопластика.

Цельностальная система наиболее соответствует современному
уровню развития технологии, допускает широкое применение ме-
ханизации и автоматизации производства при изготовлении,
а также требует минимальных затрат на материал. Поэтому дан-
ная система имеет преимущественное распространение.

Комбинированная система может быть выполнена из стали и
легкого сплава. Ее применяют только для автомобилей с заказ-
ными кузовами, выпускаемыми мелкими сериями, что объясняется
высокой, сравнительно со сталью, стоимостью легких сплавов и
104
трудностью их обработки. Эти системы уменьшают сухую массу
автомобиля и позволяют затрачивать относительно малые сред-
ства па изготовление необходимого инструмента.

Такие системы выполняют также из стали и стеклопластика.
Из-за специальной технологии изготовления их применяют пре-
имущественно для спортивных автомобилей, выпускаемых не-
большими сериями па базе шасси автомобилей массовых моделей.

Рис. 52. Кузой автомобиля Репо 16

Нижние системы (плоские). По использованию панели в каче-
стве несущего элемента нижние системы делят па отдельную раму,
раму вместе с панелью пола, платформу и несущий пол, соединен-
ный с порогами и кожухами колес.

Рама состоит из лонжеронов и поперечин, обеспечивающих
требуемую жесткость пи жней системы, а также из кронштейнов
и консолей для крепления силового агрегата, ходовой части и ку-
зова. В данном случае панель пола с усили гелями относится к узлу
кузова (каркасная система). Рама с кузовом связана болтами;
эта связь может быть жесткой пли упругой в зависимости от ка-
чества резиновых подушек (см. рис. 46).

Раму, соединенную с панелью пола (скелетная система), к верх-
ней системе крепят перазборпым способом (сваркой или заклеп-
ками) пли разборным способом (болтами, по без резиновых поду-
шек).
Платформа представляет собой панель пола, усиленную спе-
циальными глубокими выдавкамп и туннелем для прохода транс-
миссии, тяг управлений или труб системы выпуска газов. Для

Рис. 53. Шасси автомобиля Опель

установки силового агрегата и ходовой части имеются облегченные
лонжероны, присоединяемые к платформе сваркой (скелетная си-
стема). С верхней системой платформа соединена разборным спо-
собом — болтами, но без резиновых подушек (рис. 53).

Рис. 51. Схема испытания кузова па изгиб

Несущий пил должен обладать определенной жесткостью. Для
этого используют пороги, кожух колес, туннель и отдельные
усилители. Требуемой жесткости достигают благодаря перазбор-
постп соединения (сварен несущий пол с боковинами верхней
10.*.
системы). При этом образуются замкнутые сечения порогов, со-
единенных с кожухами колес (оболочковая структура). В случае
несущего пола силовой агрегат, ходовую часть, рулевой механизм
и т. и. можно крепить двумя способами: непосредственно к уси-
лителям, присоединенным к несущему полу; через съемные под-
рамники, которые связаны с несущей системой болтовыми соеди-
нениями, имеющими упругий элемент для изоляции внутреннего
помещения от шума со стороны двигателя и дороги.

§ 29.	Общие рекомендации к конструированию кузова

При составлении технического задания необходимо твердо ре-
шить, какой тип кузова выбран, так как это связано с большим
комплексом работы разработчиков. Сюда войдут вопросы соедине-
ния подрессоренных п пеподрессоренных элементов автомобиля,
шумоглушения и т. д. Для оценки различных качеств кузовов
были испытания с применение современных методов определения
деформаций и напряжений.

Полученные в результате испытании максимальные прогиб и
угол закручивания несущей системы характеризуют ее сопротив-
ляемость, по не могут быть использованы для сравнения с кузо-
вами других автомобилей, имеющих другую базу. Поэтому необ-
ходимо применение удельных показателей и введение понятий
изгибной и крутильной жесткости. Изгибная жесткость (Н/мм)
равна отношению испытательной нагрузки к вызванному про-
гибу:

(15)

Крутильная жесткость (Н-м/°) равна отношению крутящего
момента, необходимого для закручивания несущей системы, к вы-
званному им и отнесенному к длине базы углу:

Ск = /Икр'(р.	(16)

Из этих двух основных показателей можно получить удельные
изгибпые и крутильные жесткости и в последующем относить их
к массе несущей системы для оценки целесообразности ее исполь-
зования.

Удельная изгибная жесткость (Нм3/мм)

c„:=Pbs;f,	(17)

где й —база, м3.

Удельная крутильная жесткость (Нм/°)

(18)

Прочностные показатели кузовов (без дверей, капота и крышки
багажника), полученные при испытаниях, приведены в табл. 9.
Кузова автомобилей различных классов оценивали (особо малого,
малого, среднего и большого) согласно принятой в НАМИ мето-
дике испытаний.
Прочностные показатели кузсвов

Кузов автомобиля	Форд	Фиеста	о со =ч «Что  СЧ tO _	СЧ  « СЧ UQ	с Г	5 300  8 400	12 050  47 629  43 550	172 134	23 400
	с  г	£ [	320 284 6,24 45,5 2,595 6 730		17 500  61 620 -	1	О
	ГАЗ-24 «Волга»		400 437 8,46 51,65 2,80	9 420  12 000	26 370  60 340 -	1	23 200
	Фолькс- ваген Гольф		400 278 5,98 46,6 2,40	7 030  3 332	16 870  60 500  46 ПВО	S  1 ю	25 400
	ВАЗ-2101		320 352 6,5 54,15 2,424	4 220  3 636	о	g	g	l?  ,-т	8	£	С  ®	СЧ	Ю	2		13 600
	«о II-ышмэоэд»		320 350 6,35 55,1 2,40	4 580  3 614  11 000  31 420 до ООП		140 400  17 000	
	Фиат 127		ООО®	ЧсЗот	й  СЧ Ю	сч —1	1С  геи,л		°	g	g	s  о	ОО	lC  со	сч	сп	.*7  ю со L		18 000
	Ауто- бианки А 112		О [	С^1  s-?r~„ 16 <= со сч -ф 125 сч	441,5  2 395	о g ст  Б *  п с	С СО со  о ос	10 000
	3A3-9G6B		О l°„ СЧ тГ О СЧСЛ1Л об'-!  М Б 10 со сч	3 100  2 370	о ® £  2	ст.	х>	2  g	ю	ОО	=  °	со	сч	£		16 800
	ЗИЛ-117 (кузов 4- 4* рама)		560 1 087 14,1 77,1 3,88	11 950  3 880	46 360  42 630  422 500	с  О'  □с  X со	008 81
аиигяонэкисн			Нагрузка, кгс  Масса, кг Площадь горизон- тальной проекции, м  Удельная масса, кг/м- База, м	Крутильная жест- кость, Н-м.'° Изгибная жесткость,  Н/'мм  Удельная крутиль- ная жесткость, H-m-m/j Крутильная погру- женность, Н • м-м/('  т) Удельная изгибная жесткость, Н-лг’/мм Изгибная нагоужен-			ность, Н-№/ мм-т Максимальные напря- жения кручения, Н см2
При испытаниях на изгиб (рис. 54) и кручение автомобили
согласно ТУ нагружали распределенной по отсекам нагр> зкой
в точках ее приложения. При испытаниях на кручение (рис. 55)
крутящий момент создавали, вывешивая одно заднее и одно
переднее (по диагонали) колеса. Момент

Mkp=G2BJ2,	(19)

где G-, —масса, приходящаяся па заднюю ось; В.. — колея зад-
них колес.

Рис. 55. Схема испытания кузов? на кручение

Прогибы от изгиба замеряли, прикладывая к к\зову стати-
ческую изгибающую нагрузку. Под влиянием кручения образо-
вались углы закручивания основания в пределах базы, которые и
замеряли.

Были испытаны следующие кузова:

скелетный; особо малый класс —автомобиль Фиат 127, ма-
лый класс —автомобиль Гольф;

скелетный с несущим основанием; малый класс — автомобиль
Пежо 204, средний класс —автомобиль ГЛЗ-24 «Волга»;

оболочковый; особо малый класс — автомобили ЗАЗ-966В и
Аутобнанки А 112, малый класс—автомобили «Москвич-412» и
ВАЗ-2101;

рамный — автомобиль большого класса.
Максимальные деформации изгиба приведены в табл. 10, а
максимальные напряжения при кручении в табл. 11. Приведенные
материалы позволили сделать следующие выводы:

кузова с несущим основанием при работе па кручение или на
изгиб работают с большим КПД;

оболочковые кузова при работе на кручение или иа изгиб ока-
зываются более слабыми, а их материал хуже используется;

напряжения от кручения тем больше, чем значительнее сопро-
тивление по этому виду деформации.

Отметим, что при несущей системе «кузов-рама» прочностные
показатели очень велики, по это получается благодаря значитель-
ному увеличению металла, входящего в эту конструкцию.

Как видим, напряжения, полученные при испытаниях по мето-
дике НАМИ, очень велики и превышают значения, которые можно
было бы рекомендовать при использовании сталей 08 кп, идущих
па изготовление современных стальных кузовов. Предел текучести
этих сталей равен 18 000—22 000 Н.'см2. Однако результаты испы-
тания автомобилей па специальных булыжных дорогах полигона
не подтверждают того, что записанные при этом напряжения пре-
восходят указанную цифру.

Можно предполагать, что современные подвески, обеспечиваю-
щие большие хода при малой жесткости, защищают кузов от де-
формаций, подобных тем, которые были получены при стендовых
испытаниях. Соответственно нм и уменьшают напряжения.

Относительно применения различных конструкций несущих
систем можно сделать следующие рекомендации. Каркасная си-
стема проста и жестка, допускает применение оболочек из любого
материала и простых форм, поскольку они не являются несу-
щими. Наиболее интересным примером является автомобиль Тра-
бант (ГДР) крупносерийного производства. Изготовление кузова
подобного типа является более трудоемким по сравнению с изго-
товлением металлического; кроме того, для изготовления каркаса
и оболочки необходимо иметь разное оборудование. Процесс из-
готовления оболочки из пластмассы длителен. Каркасный кузов
целесообразно делать только в тех случаях, когда невозможна
организация производства стальных оболочек методом глубокой
вытяжки или выпуск автомобилей невелик.

Скелетная смешанная система имеет широкое распространение
и может быть рекомендована для массового производства. Ее при-
меняют все шире, так как во-первых, увеличение остекления
уменьшает несущие способности оболочки, а во-вторых, масса та-
кого кузова меньше массы оболочкового благодаря большей жест-
кости всей системы. Оказалось целесообразным увеличивать
только толщину деталей основания, уменьшая толщины боковин
и крыши, так как площадь деталей несущего основания меньше
площади оболочек.

Отметим, что кузов автомобиля Рено 16, у которого основание
и подрамник изготовлены из металла толщиной 1,2—1,5 мм, а пол,
110
Максимальные деформации изгиба кузовов легковых автомобилей

				
	CJ			
	1	,			
	2-е-	1-	OJ	1Q
	2 £	о	г 1 *	
	3°	1		1
				
	о			
	в			
			со	
	С1	—'	□0	
	(УХ	<D‘	О	о
		1		
	са			
5				
о				
о	О1			
я	V—-•			
о	га*		СО	
й	р		00	—f~J
СЭ	и	о	О	o’
и		1		1
с е	8			
с				
га				
/				
mi)	Cl			□0
	—’	о	С7Э	
ю	f-i		z”~x	о
	KJ	1		1
о сх	ё	1		1
Е				
	К			
				
			со	
	га 52	СП	СО	О)
	о"1	о"	 <	о*
		|		1
	<			
	m	LQ		ю
	о	СО	О	
		»	1	о	CD
	со			1
	со			
	с> S		о	
	X			
			л	
	и	Cd	о	
	о			о
	га	-Il		f_)
	о  S	rt	S	О
	га			•S
	X	К дв	03	S  *
		С. J	t_y	
		О	о	
		6	с	tS
крылья, боковины п крыша —из материала толщиной всего
0,7 мм, имеет массу лишь 323 кг. При этом масса, приходящаяся
на 1 м1 2 горизонтальной проекции, равна 46 кг.

Оболочковые кузова, ранее широко распространенные, были
постепенно вытеснены скелетными кузовами или кузовами сме-
шанной конструкции с несущим основанием. В настоящее время
кузова этого типа устанавливают на автомобилях особо малого
и малого классов и на современных автомобилях среднего класса

Для автомобилей большого и высшего классов сравнительно
редко применяют чисто несущие системы, а наиболее часто исполь-
зуют рамные конструкции.

Глава IV

Выбор параметров и показателей агрегатов

Особо важной задачей для главного конструктора проекта яв-
ляется выбор параметров и показателей агрегатов, без чего нельзя
выдать не только технические задания конструкторам — специа-
листам по агрегатам, но и правильно составить предварительную
техническую характеристику проектируемого автомобиля —
уточненное техническое задание, являющееся основой эскизного
и технического проектов. Однако составление технической харак-
теристики невозможно без уточнения показателей и параметров
агрегатов. Практически оба эти процесса выполняют одновре-
менно.

Для облегчения восприятия материала в качестве примера
в § 30 приведено Техническое задание на автомобиль особо ма-
лого класса второй группы и подробно рассмотрены вопросы,
связанные с установлением параметров и показателей агрегатов.
Эскизная компоновка к данному техническому заданию приве-
дена на рис. 56.

§ 30.	Техническое задание

Технические требования. Назначение и область применения
объекта. Это требование является основой во время решения
возникающих споров между заказчиком и заводом-изготовителем
при предъявлении рекламации, в случае появления дефектов
или исправностей в работе во время эксплуатации объекта. Кроме
того, это требование является и указанием направления работы
для разработчиков агрегатов. Эти требования можно системати-
зировать следующим образом.

Семейство легковых автомобилей особо
м а л о г о к л а с с а '. Данные автомобили предназначены:

1 Окончательно комплектность, применяемые материалы, оборудование

и отделку определяют на стадии технического проекта,

для индивидуального использования (в том числе и модифика-
ции автомобилей для инвалидов);

для служебного использования, в том числе и для медицин-
ского обслуживания населения на дому;

для экспорта.

Проектируемые автомобили выполняют:

в едином исполнении для умеренного и тропического клима-
тов; можно эксплуатировать при температурах окружающего воз-
духа от —40 до -( 50 С;

для эксплуатации по всем дорогам СССР, кроме грунтовых
дорог, разрешенных колесами других транспортных ср< Лств.

Легковые автомобили особо малого класса (табл. 12) проекти-
руют на основании:

действующего приказа Министра автомобильной промышлен-
ности ;

установленного в настоящее время типажа легковых автомо-
билей, утвержденного приказом Министра автомобильной про-
мышленности.

Таблица 12

Основные параметры и размеры		
Компоновочная схема  Тип кузова  Отделка, комплектация и исполне- ние:  Число мест, считая и место водителя  Масса автомобиля (кг) не более:  сухая  снаряженная  Распределение массы (в снаряжен- ном состоянии) по осям ("о):  передняя ось  задняя ось  Полезная нагрузка (кг) не более  Габаритные размеры (мм) не более:  длина  ширина высота  Запас хода (км) не менее  База (мм) не более  Колея колес (мм) не более  Максимальная скорость (км'ч) не менее  Время разгона от 0 go 100 км/ч (с) не более  Дорожный просвет (мм) не менее  Помехозащищенность и уровень помех, влияющий па радиоприем	Переднее поперечное расположе- ние силового агрегата и ведущие передние колеса  Двухдверный седан; трехдверный седан  Стандартное; улучшенной отделки и комплектации — нормальное; ис- полнение «Люкс» по отделке и ком- плектации  4—5*  710  770  62  38  320  3 600  1 550  1 400  400  2 360  1 300  130  19  170  Пе ниже требований па предпола- гаемый период выпуска	
* Пятый пассажир допускается при рогчм и на короткое время.	эксплуатации	только по хорошим до-
Надежность конструкции		
Срок службы до капитального ре- монта (км) нс менее  Срок гарантийного ремонта со дня	125 000  1 го j без ограничения пробега	
1 изготовления не менее  Периодичность (км) замены деталей и узлов, периодически заменяемых в процессе эксплуатации:  масляный фильтр двигателя  фильтрующий элемент воздуш- ного фильтра	15 000  15 000	

Эксплуатационная и ремонтная технологичность

Особое внимание при разработке автомобилей семейства должно быть
уделено снижению трудоемкости их обслуживания при эксплуатации,
применению шарниров и соединений, не требующих контроля и попол-
нения смазки, достаточно большой периодичности смены масла в агре-
гатах.

Периодичность обслуживания: смена масла в картере двигателя не менее  смена масла в трансмиссии не менее  замена охлаждающей жидкости замена тормозной жидкости  Оснастка и специальный инстру-	15 000 км пли 1 год  45 000 км пли 5 лет  60 000 км или 3 года  60 000 км или 3 года На уровне ВАЗ-2105
мент для обслуживания и ремонта автомобилей  Трудоемкость технического обслу-	0,25 чел-ч/1 ООО км
живания без текущего ремонта не более  Комплексная система диагностиро- вания автомобиля, агрегатов, узлов и деталей  Трудоемкость текущего ремонта не	Предусмотрена  2,8 чел.-ч/1 ООО км
более	

Уровень унификации и стандартизации

Модернизирование агрегатов и
узлов автомобилей с высокими дина-
мическими показателями

Создание кузовов двух базовых
типов

Изменением небазовых деталей,
материала и т. д.

Применение унифицированных
агрегатов (двигателя, трансмиссии
и др.)

Обеспечение безопасности конструкции

Повышение активной безопасности автомобилей семейства применением:
отрицательного плеча обката управляемых колес;

тормозной системы с наименьшей потерей эффективности при выходе
из строя одного из контуров (диагональная схема)

Проработка систем:

наружной сигнализации о снижении скорости авгомооиля;

автоблокировочной системы
Проектирование индикаторов предельного износа тормозных накладок
Обеспечение соответствия конструкции автомобиля:

действующим в СССР требованиям с учетом возможности внедрения
технических норм, проекты которых будут разработаны в даль-
нейшем;

правилам Комитета по внутреннему транспорту Европейской Эко-
номической Комиссии ООН с учетом возможности внедрения пра-
вил, проекты которых обсуждаются данным комитетом в на-
стоящее время

Эстетические и эргономические показатели

Разработка внешнего вида и интерьера проектируемых автомобилей
с учетом перспективности решений и возможности широкого применения
новых материалов и передовой технологии изготовления. Согласование
интерьера с дополнительным оборудованием и выполнение отделки авто-
мобилей в нескольких исполнениях. Уточнение комплектации панели
приборов и органов управления, уже проработанной па стадии эскизного
проекта, для всех исполнений по отделке и по комплектации.

Патентная чистота и конкурентоспособность

Проверка конструкции автомобилей и его агрегатов и узлов па па-
тентную чистоту по странам (СССР, США, Англия, ФРГ, Франция, Ита-
лия, Япония).

Обеспечение конкурентоспособности проектируемых автомобилей на
внешнем рынке соответствием общим национальным требованиям к лег-
ковым автомобилям, принятым в странах-импортерах

Составные части изделия, исходные и эксплуатационные материалы

Двигатели

Рабочий объем двигателя, л

Наибольшая мощность по DIN, л. с.

Наибольший крутящий момент,
кге • м

Трансмиссия

Сцепление

Коробка Передач

Полуоси

Главная передача

Передняя подвеска

Карбюраторный четырех тактный
верхнеклапанный жидкостного охла-
ждения (в том числе и форкамерный
малотоксичного исполнения)

Базового 1,0; модификаций 1,1
и 0,9

45—55
6-8

Механическая

Сухое, однодисковое с диафраг-
менной пружиной и механическим
приводом

Механическая четырехступенчатая
с ручным переключением

С неравной длиной и шарнирами
равных угловых скоростей у колеса
и главной передачи и с демпфером
на длинной полуоси

Цилиндрические шестерни с косо-
зубым зацеплением; ряд передаточ-
ных чисел главной пары определяют
на этапе технического проекта

С пружинным упругим элементом
и телескопическими амортизацион-
ными стойками; подшипники ступиц
двухрядные, радиально-упорные за-
крытые; плечо обката отрицательное
Задняя подвеска

Рулевое управление

Рабочий тормоз

Стояночный тормоз

Шины

Кузов

Транспортирование, х

Отправка автомобилей в зависимо-
сти от места нахождения потребителя
и требований заказа:

Независимая с пружинным упру-
гим элементом

С механизмом шестерня -рейка

С раздельным гидравлическим при-
водом диагонального типа и с регу-
лятором тормозных сил заднего тор-
моза передний тормоз — дисковый;
задний тормоз — барабанный

С механическим приводом па зад-
ние тормоза

Низкопрофильпыс серии 70 с ин-
дикатором допустимого износа про-
тектора

Сварной, несущей конструкции со
съемными крыльями, коррозионно-
устойчивый; предусмотрено расши-
рение применения пластмасс и лег-
ких сплавов

<аненис и консервация

Без упаковки железнодорожным
транспортом, речным пли морским
транспортом или специальным авто-
прицепом; Своим ходом через отдел
перегона службы междугородных
централизованных перевозок грузов.

Упакованными в ящики для всех
видов транспорта (упаковка автомо-
билей должна соответствовать усло-
виям транспортировки и обеспечи-
вать сохранность груза)

§ 31.	Экономические показатели

Расчетная себестоимость проектируемого базового автомобиля
с кузовом трехдверный седан должна быть ниже себестоимости
выпускаемого в настоящее время автомобиля на 10—15‘.'о.

Предельная (лимитная) цена — (например, 1600 р).

Оптовая цена устанавливается исходя из лимитной, с учетом
утвержденных надбавок и скидок.

Рассмотрев приведенные в табл. 12 параметры и показатели,
видим, что некоторые из них могут быть заданы произвольно, а дру-
гие должны быть установлены на основании результатов ранее
проведенных расчетных, исследовательских и конструкторских
работ. Так, число .мест, дорожный просвет, максимальная ско-
рость, время разгона, тип топлива и запас хода (радиус действия)
требуют только согласования с заказчиком. Габаритные размеры
автомобиля, база, колея, радиус, поворота, сухая масса и трудо-
емкость обслуживания не могут быть определены без проведения
Компоновочных работ.
Чтобы точнее установить габаритные размеры автомобиля,
базу и колею, необходимо использовать эскизную компоновку.
На ее основании определяют радиус поворота, связанный с макси-
мально допустимым углом поворота управляемых колес и вели-
чинами базы и колеи, а также возможную сухую массу. Послед-
нюю первоначально устанавливают па основании данных для авто-
мобилей-аналогов.

Размеры базы связывают с размерами пассажирского помеще-
ния и с компоновочной схемой автомобиля. Например, конструк-
тор легкового автомобиля старается разместить сиденья пассажи-
ров в так называемой зоне комфорта, т. е. между передней и зад-
ней осями. Однако при классической схеме компоновки этому
препятствует допустимая длина карданного или карданных валов,
если есть промежуточная опора. Поэтому длина базы ограничена.
Кроме того, сдвиг задних колес назад ограничивает и принятая
схема задней подвески.

При переднем приводе длина базы ограничена только длиной
кузова и типом задней подвески. Размер колен зависит только
от ширины кузова, а ее уменьшение связано с потерей автомобилем
устойчивости. Существуют эмпирические соотношения между вы-
сотой центра тяжести и размерами колеи. Одно из этих соотно-
шений

ККоЛ = /1„.Лт,	(20)

где Ккол — размер колеи; /гц. т— высота центра тяжести; Кт—
коэффициент, равный 2,25—2,6.

На практике при составлении технического задания все эти
работы одновременно выполняют помощники руководителя про-
екта, что необходимо для получения уточненных материалов.
Задания разработчикам агрегатов, выраженные в цифровых по-
казателях и определениях, выдают по отдельным узлам.

§ 32.	Параметры двигателя

Должны быть изложены более подробно требования к кон-
струкции двигателя и указаны основные размеры, впоследствии
уточняемые при создании рабочего проекта. Кроме конструктив-
ных параметров задают и эксплуатационные показатели.

Заданный рабочий объем двигателя равен 897 и 1088 см3 (или
900 и 1100 см3). Рабочий объем определяет основные показатели
автомобиля, характеризующие его динамические и экономические
свойства, долговечность, налоговую группу, страховку и, ча-
стично, стоимость. Безусловно ходовые качества автомобиля улуч-
шаются с увеличением рабочего объема двигателя, однако при
его выборе необходимо руководствоваться также следующими
соображениями:

проектируемый автомобиль должен иметь возможность дви-
гаться со скоростями, не меньшими, чем другие автомобили раз-
118
личных классов, которые будут одновременно с ним передвигаться
по дорогам и городским улицам;

класс автомобиля определяется рабочим объемом двигателя
и массой автомобиля. От этих двух взаимосвязанных параметров
зависит цена автомобиля.

Устанавливая основные показатели двигателя, необходимо
учитывать также, что оборудование для его производства следует
использовать не менее 8—10 лет, иначе затраты на это оборудова-
ние окажутся невозмещеннымн. Следует также помнить, что тех-
ника непрерывно развивается, поэтому конструкция двигателя
должна быть такой, чтобы в течение определенного периода была
возможна ее модернизация — повышение выходных показателей
без значительной переделки оборудования. Следовательно, глав-
ный конструктор проекта должен быть в достаточной степени зна-
ком с рабочими процессами двигателя, так как именно от них за-
висит возможность форсировки двигателя. Приведем пример, ил-
люстрирующий важность этого положения.

В 1976 г. появились карбюраторные двигатели с вихревым дви-
жением заряда, что позволило работать на бедных смесях без
значительного опережения зажигания. Эти двигатели обеспечи-
вают малотоксичные выбросы, отвечающие современным требо-
ваниям. Японская фирма Тойота в 1976 г. выпустила автомобили
Королла и Спринтер, оборудованные двигателями такого типа.
Они имеют высокую удельную мощность, равную 53,4 л. с./л,
что значительно превышает этот показатель, получаемый другими
фирмами, вследствии высоких требований к токсичным выбро-
сам. При этом потребовалась минимальная замена станочного
парка.

1 Установив предварительный рабочий объем двигателя, целе-
сообразно проанализировать, в какую группу по налоговой мощ-
ности может попасть проектируемый автомобиль, если он пред-
назначен для экспорта. В табл. 13 приведены формулы, исполь-
зуемые при определении налогообложений, принятых в различных
странах. Так, например, двигатель с рабочим объемом, равным
1,106 л, находится почти на пределе налоговой группы, обозна-
чаемой во Франции «6 л. с.». При повышении рабочего объема
двигателя, например то 1,301 л, автомобиль уже переходит в на-
логовую группу «7 л. с.». Анализ проданных во Франции в 1976
и 1977 гг. автомобилей Ситроен и Рено показывает, что наиболее
Популярными являются автомобили налоговой группы «6 л. с.»,
а не «7 л. с.». Отметим, что градации налоговой группы дают
крайние ее пределы (например, во Франции налоговая группа
*6 л. с.» охватывает двигатели с рабочим объемом 952—1134 см3),
Поэтому выгоднее выбирать двигатели, рабочий объем которых
близок к верхнему пределу, так как в этом случае мощность дви-
Гателя будет больше, а налог не изменится.

Налоговые показатели в капиталистических странах обычно
связаны и с величиной обязательной страховки. Поэтому потре-
Формулы для определения налоговой мощности по странам

Таблица

Страна	Налоговая мощность
Англия	В зависимости от массы
Бельгия	В зависимости от мощности, л. с_, N 4 ' /\, где 1\ изменяется в зависимости от рабочего объема и равно:  1,5	при рабочем объеме до 0,9 л  2.0	»	»	»	0,91—1,5	л  2,5	»	»	»	1,51—1,9  4,0	»	»	»	1,91 и более
Италия	7V = 0,0882г	41, где Vh — рабочий объем  двигателя, л
Нидерланды	В зависимости от массы, кг, до 600 до 1200  2500 и выше
ФРГ	В зависимости от рабочего объема 1 л. с. — 100 см3
Франция	В зависимости от мощности N = 5,73 V/;. где 0,84-1,3; 1,44-2; 5ч-7; 8-т-Н л. с.
Финляндия Швеция Норвегия Дания	В зависимости от массы
Япония	В зависимости от рабочего объема N = iD’/З
СССР	В зависимости от рабочего объема Nn ~ 0,3il)'-S
Швейцария	В зависимости от рабочего объема N ~ 5,093V/;
США	В зависимости от рабочего объема N iD-i‘2,5
ГДР	В зависимости от рабочего объема Л' 3,82V/;
1 кнания	В зависимости от рабочего объема /V = 0,0007/D2
Цитель, покупая автомобиль с большими показателями по налогу,
вынужден считаться с повышенными затратами и па страховку.
Иногда обязательная страховка изменяется не прямо пропорцио-
нально налогу, а в возрастающей зависимости.

Дополнительная страховка от несчастных случаев по своим
размерам связана с надежностью автомобиля, временем его на-
хождения в ремонте (количество и производственные мощности
станций обслуживания данной фирмы), стоимостью запасных ча-
стей и трудностями кузовного ремонта. Следовательно, выбор
налоговой группы — вопрос не простой и требует тщательного
ознакомления с ситуацией, сложившейся в странах-импор-
терах.

Установив рабочий объем, необходимо задать схему двигателя
и число цилиндров и только после этого литровую мощность,
т. е. степень форсирования. Можно применять и другой способ
установления рабочего объема двигателя, используя максималь-
ную скорость, время разгона с места до скорости в 100 км/ч и рас-
ход топлива на определенной скорости.

Для этой цели, установив по техническому заданию массу авто-
мобиля с желаемой нагрузкой, габаритные размеры (лобовую пло-
щадь) и размер шин (радиус качения), задаются несколькими
близкими значениями рабочего объема (например, тремя вели-
чинами, вычисленными на основании предварительных данных).
Кроме того, принимают несколько вариантов передаточных чисел
главной передачи для лучшего их согласования с рабочим объемом
двигателя.

Затем строят скоростную характеристику, воспользовавшись
скоростной характеристикой близкого по желаемой мощности и
рабочему объему существующего аналога двигателя. По скорост-
ной характеристике подобного двигателя вычисляют его безраз-
мерную характеристику, т. е. находят ряд текущих значений ча-
стоты вращения коленчатого вала мощности и крутящего момента,
отнесенных к величинам этих показателей, соответствующим
максимальной мощности.

Дополнительно определяют взаимосвязь между максимальным
крутящим моментом и рабочим объемом двигателя. Для решения
этой задачи используются экспериментальной формулой

Ид.м = 0,8КлЯ,	(21)

где Vh — рабочий объем двигателя, л; ре — среднее эффективное
Давление, кгс/см2.

Для современных двигателей со степенями сжатия в = 7-4-10
Давление ре численно равно е + (0,5ч-1,5) — в зависимости от
совершенства конструкции). По полученным данным, пользуясь
безразмерной характеристикой, можно построить графики кру-
тящего момента и мощности. Для примера приведем следующую
безразмерную скоростную характеристику современного восьми-
цилиндрового V-образпого двигателя ("о):

п		10	20	.30	40	50	60
Ь'е. . . -	8,0	19,0	33,0	46,8	60,2	72,6
мл ... .	79,8	98,0	109,5	116,5	120,0	121,0
п		70	80	90	100	НО	120
Ne. .. .	83,8	92,3	98,3	100,0	97,6	90,8
Л/д ....	119,0	115,0	108,7	100,0	88,7	75,G

Максимальную скорость автомобиля определяют из условия
равенства силы тяги и сил сопротивления движению, используя
обычные формулы тягового расчета. Время разгона до заданной
скорости рассчитывают по графику обратных значений ускорения
в зависимости от скорости движения автомобиля. Для этого за-
даются примерными передаточными числами и количеством сту-
пеней коробки передач. Время, необходимое для переключения
передач в наиболее распространенной в настоящее время четырех
ступенчатой коробке передач, принимают равным 3 с.

Для определения расхода топлива пользуются нагрузочными
характеристиками двигателя-аналога с учетом коэффициента ис-
пользования мощности ф и степени сжатия е. Эффективный удель-
ный расход топлива, г/(л. с-ч),

где — эффективный КПД двигателя.

На основе нагрузочных характеристик двигателя автомобиля
ЗИЛ-111 и выражения для теоретического КПД цикла со сгора-
нием при постоянном объеме, была получена формула эффек-
тивного КПД двигателя для частоты вращения коленчатого вала
и коэффициента использования мощности, соответствующих ско-
рости движения автомобиля, равной 80 км/ч, при применении
обычно употребляемых передаточных чисел главной передачи, т. е.

= О,94ф0,56 (1 — в","25)-	(23)

Для упрощения практических расчетов приводим следующие
величины ф и (1 — е '°’"'):

Ф ^0,56	0,20  0,406	0,25  0,460		0,30  0,510		0,35  0,555	0,40  0,599	0,45  0,640	0,50  0,678	0,55  0,716
е  1 — Г*'-26 		6 0,360		7 0,384		8 0,405		9 0,442		10 0,438	

При расчетах следует учитывать, что расход топлива на авто-
мобиле превышает расход топлива на стенде на 10—15%.

Зная ф и ge, можно определить часовой расход топлива, кг/ч,

н _ Arc-l,15ge

4 ~	1000
и расход топлива на 100 км, исходя из графика зависимости мощ-
ности п скорости. Тогда

„	77	1	100	77 1	100

Q	Q--------™	нлп	Q —

£.-<	90	120’

(25)

где gn — объемная масса топлива; 90 и 120 — скорости в км/ч,
рекомендованные для подсчета расхода топлива.

Найденные для нескольких значений рабочего объема двига-
теля и передаточного числа главной передачи величины можно на-
глядно представить графически (рис. 57) в виде трсхсогласован-
ных графиков максимальной скорости, времени разгона и расхода
топлива в зависимости от рабочего объема двигателя. Частота
вращения коленчатого вала двигателя может быть представлена
четвертым графиком в виде ее зависимости от скорости движения
автомобиля.

Если задано время разгона, то отложив его на соответствую-
щей оси координат и следуя направлению стрелок па штриховых
линиях до кривой, соответствующей выбранному значению z0,
можно найти рабочий объем двигателя, расход топлива, максималь-
ную скорость движения автомобиля, а также частоту вращения
коленчатого вала двигателя при скорости движения автомобиля,
равной 100 км/ч, и при максимальной скорости его движения.

Анализом согласованных графиков можно найти наиболее при-
емлемое сочетание этих показателей и соответствующие нм зна-
чения Vh и /„.	'

Выбор числа цилиндров и их расположения связано с длиной
двигателя, сложностью его изготовления и степенью сложности
уравновешивания. Рядные двигатели имеют большую длину, чем
оппозитные и V-образные, но более простую конструкцию. Техно-
логически рядные двигатели являются самыми дешевыми. Если
цилиндра два, то с точки зрения равномерности крутящего мо-
мента это неблагоприятно сказывается на комфортабельности авто-
мобиля. Такие двигатели применяют только на самых дешевых
автомобилях. Шесть цилиндров для двигателя с рабочим объемом
До 1,5 л использовать нецелесообразно, так как двигатель будет
Дорог и длинен. Поэтому наиболее правильно остановиться на
варианте двигателя с четырьмя цилиндрами при их вертикальном
расположении.

Следовательно, лучший вариант; число цилиндров — четыре,
расположение цилиндров рядное, вертикальное. Литровая мощ-
ность равна 50 л. с./л (36,75 кВт/л).

Выбор удельной мощности связан прежде всего с частотой
вращения при максимальной мощности, определяющей, в свою
очередь, тип газораспределительного механизма, и со степенью
сжатия. Литровую мощность в значительной степени предопреде-
ляет выбор сорта бензина, на котором предполагается эксплуа-
тировать новый автомобиль.


Однако основным фактором, от которого зависит степень фор-
сирования двигателя, является максимальная скорость движения
автомобиля, в техническом задании, так как именно опа опреде-

ляет необходимую мощность для принятого рабочего объема, свя-
занного с налоговым обложением.

Правильность теоретических расчетов динамических свойств
автомобиля может быть подтверждена статистическим анализом
124
I автомобилей-аналогов. Нагрузка на единицу эффективной мощ-
* ности для автомобилей данной категории (сухая масса 710 кг,
снаряженная масса 770 кг) и принятого типа кузова составляет
15—16 кгс/л. с. (20—21 кгс/кВт), что позволяет получить желае-
мые динамические свойства. Следовательно, можно рассчитывать,
что литровая мощность, равная 45—50 л. с./л (33—36,75 кВт/л),
при рабочем объеме двигателя до 1,0 л обеспечит выбранную мак-
симальную скорость движения автомобиля.

Максимальную мощность можно определять аналитически
также способом, предложенным НАМИ. В качестве основных по-
казателей выбирают или максимальную скорость движения, или
время разгона автомобиля с места (с переключением передач) до
скорости 60, 80 и 100 км/ч. Максимальная скорость движения
| в основном является функцией мощности двигателя и общего пере-
даточного числа трансмиссии при включенной высшей передаче.

При расчете необходимо учитывать потери мощности двига-
теля, связанные с установкой на автомобиле глушителя (мощность
по DIN), а также потери на привод агрегатов, предназначенных
1 для обслуживания шасси и кузова (гидро- и пневмонасосы). Кроме
I того, следует иметь в виду, что при испытаниях двигателя макси-
мальная мощность приводится к стандартным атмосферным усло-
виям, в то время как в действительное! и температура и давление
в подкапотном пространстве всегда отличаются от стандартных,
т. е. имеют место так называемые потери в подкапотном простран-
стве. Опыт показал, что потери мощности в сумме составляют
7—8%; это учтено в США (система нетто).

Выбор общего передаточного числа трансмиссии па высшей
передаче также связан с мощностью двигателя и внешними сопро-
тивлениями. По этому вопросу существуют различные мнения.
Многие специалисты утверждают, что выбирать общее передаточ-
ное число следует на основании отношения максимальной ско-
рости движения автомобиля при его движении по ровному участку
дороги цанщах к скорости va ном, соответствующей номинальной
частоте вращения коленчатого вала, т. е.

^ан max
Va ном

(26)

При проектировании современных легковых автомобилей с че-
тырехступенчатыми коробками передач целесообразно поль-
зоваться коэффициентом С - 1,04-1,05. Некоторое уменьшение
запаса мощности (или крутящего момента) компенсируют более
частым включением третьей передачи, обеспечивающей скорости,
превышающие 100 км/ч.

Кривые мощности Ne3 (рис. 58), имеющие одинаковые макси-
мумы при различных коэффициентах С при общей кривой мощ-
ности сопротивления 2Л/0£., показаны на рис. 58, а на рис. 59 —
кривые крутящих моментов Меэ и суммарного момента сопротив-
ления 2Д1С. Кривая 2/Ие характеризует изменение суммарного
момента сил сопротивления движению, а кривые Л1(., характер
крутящего момента двигателя при различных передаточных чис-
лах трансмиссии в зависимости от скорости движения автомобиля.
При С = 1,0 (сплошные кривые) в случае использования третьей
и четвертой передач запас крутящего момента оказывается боль-
шим, чем при С 1,15 и использовании четвертой передачи
(штрихпунктирная кривая). Кроме того, при С = 1,0 запас кру-
тящего момента для максимальной скорости несколько превы-

Мкг м

Рис. 58. Зависимость влияния переда-
точного числа главной передачи на ча-
стоту вращения коленчатого вала дви-
гателя ври максимальной скорости дви-
жения автомобиля

Рис. 59. Баланс крутящих моментов
легкового автомобиля (все моменты
приведены к полуосям):

/ — при включенной третьей передаче для
С 1,0; //у = 3,96,	— 1,35; 2 — при

включенной четвертой передаче; сплошная
кривая для С 1,0, wq — 3,96, ttjy = 1,0,
а штрнкпунктпрная — для С = 1,15; и0 =•
- -1,51: и j у = 1.0

шает аналогичный параметр при С = 1,15. Отметим также, что
при С = 1,0 возможно некоторое уменьшение расхода топлива
в случае движения автомобиля при включенной высшей пере-
даче. На рис. 60 приведены зависимости необходимой мощности
от максимальной скорости и полной массы автомобиля .

Для проектируемой модели при заданной скорости 130 км/ч
и полной массе автомобиля, равной 1170 кг, необходима мощ-
ность 45 л. с., а при скорости 140 км/ч — мощность 50 л. с. (33—
36,75 кВт). При определении необходимой мощности можно ис-
ходить также из выбранного режима разгона с переключением
передач и из нагрузки на двигатель.

Известно, что при прочих равных условиях на интенсивность
разгона автомобиля влияют следующие показатели: мощность
двигателя; потери мощности при установке двигателя на шасси;
вид внешней скоростной характеристики; степень изменения мгно-
венной мощности при увеличении частоты вращения коленчатого
вала двигателя в зависимости от углового ускорения коленчатого
вала; момент инерции вращающихся масс; число ступеней в ко-
робке передач; передаточные числа трансмиссии; КПД ходовой
126
части; масса автомобиля и ее распределение по осям; сопрогивле*
ние воздуха.

Имея результаты расчетов и учитывая влияние перечисленных
выше факторов, процесс разгона автомобиля с переключением

передач можно запрограммировать для электронно-вычислитель-
ной машины (ЭВМ). По полученным данным строят графики для
определения необходимой мощности, исходя из величины на-
грузки, приходящейся на 1 л. с. (рис. 61). Штрпхпунктирные

Рис. 60. К выбору мощности двига-
теля Л'еэ из условий получения за-
данной максимальной скорости дви-
жения автомобиля при полной на-

О 10	20 30 РО 50	60 кг!Л С

Удельная нагрузка

Рис. 61. Зависимости интенсивности
разгона легковых автомобилей с пере-
ключением передач от удельной на-
грузки

грузке

кривые характеризуют средине значения, а сплошные кривые
определяют вероятное поле рассеивания величин времени разгона
при одной и той же удельной нагрузке. Рассеивание зависит от
приведенных выше факторов. Если в техническОхМ задании время
разгона автомобиля при полной массе 1170 кг до скорости 100 км/ч
будет задано равным 19 с, а до скорости 80 км/ч — 13,0 с, то до-
пустимая удельная нагрузка в первом случае будет равна
18 кге/л. с.; а во втором — 19 кге/л. с. Таким образом, необхо-
димая мощность должна быть примерно равна 45 -50 л. с.

Выбор мощностных показателей осложнен регламентацией
Максимальных скоростей движения на шоссе и автострадах, про-
веденной за последнее время в большинстве стран. В некоторых
государствах (ФРГ, Франция и Италия) скорость на автострадах
ограничена незначительно — до 130 и 120 км/ч, и на обычных
дорогах с усовершенствованным покрытием—до 100 км/ч. Од-
нако в США, Англии, Скандинавии ограничения более значи-
тельны. В США, например, до 90 км/ч, в Англии —до 112 км/ч
и т. д.

Ограничения скорости возникли из-за стремления, во-первых,
повысить безопасность движения, а во-вторых, снизить расходы
топлива, что дало положительные результаты в обоих направле-
ниях.

Следовательно, необходимы ли высокие максимальные ско-
рости, которые нельзя использовать, и соответственно обеспечи-
вающие их мощности?

Анализ показывает что от высоких удельных мощностных по-
казателей не отказываются и сейчас, так как это обеспечивает
приемлемый расход топлива и хорошую динамику, что очень
важно для повышения пропускной способности улиц и дорог и для
большей безопасности при обгоне.

Несмотря на некоторую парадоксальность, последнее утвер-
ждение справедливо, так как высокие удельные мощности избав-
ляют водителя от необходимости часто пользоваться понижаю-
щими передачами в условиях городского движения при достаточно
низких и средних скоростях (20—30 км/ч), т. е. при максимально
возможных в условиях регламентированной скорости, равной
60 км/ч. Итак, все методы предварительного расчета дали близкие
результаты.

После установления мощности и рабочего объема двигателя
определяют диаметр цилиндра D и ход поршня S. При заданном
рабочем объеме и числе цилиндров задаются соотношением S/D,
которое компоновщик автомобиля уточняет, консультируясь со
специалистами по двигателю. Это отношение интересует компонов-
щика не только с точки зрения ресурса двигателя, условная долго-
вечность которого зависит от средней скорости поршня и коэф-
фициента оборотности, но и из соображений установления длины
двигателя. Последнее особенно важно при поперечном располо-
жении силового агрегата.

Средняя скорость поршня находится в прямой зависимости от
хода поршня и максимальной частоты вращения коленчатого вала
двигателя. Стремление к увеличению форсирования двигателя по
частоте вращения должно быть ограничено средней скоростью
поршня, которая для современных конструкций и качества при-
меняемых смазок не должна превышать 12—14 м/с, чтобы огра-
ничить износ. Сохранение средней скорости поршня на желаемом
уровне возможно только в результате уменьшения хода поршня.
Поэтому, выбирая диаметр цилиндра, увязывают отношение SiD
и принятую частоту вращения. Диаметр цилиндра выбирают,
также исходя из возможной унификации поршней и колец проек-
тируемого двигателя с уже выпускаемым, если, конечно, он не
устарел.
Длина силового агрегата зависит от размеров блока в продоль-
ном направлении. Анализ, проведенный фирмой Форд при кон-
струировании модели Фиеста с поперечным расположением дви-
гателя, показал, что, например, переход от пятиопорного колен-
чатого вала к трехопорному позволяет уменьшить длину блока
32 мм. Это возможно только при сокращении хода поршня, кото-
рый для данной модели был принят равным 55 мм. Такой ход
поршня вызвал уменьшение его средней скорости до 9,8 м/с,
а перекрытие шеек обеспечило жесткость коленчатого вала. Од-
нако для проектируемого автомобиля число опор было установ-
лено равным пяти, так как такой вал имеет большую жесткость,
а габаритные размеры автомобиля не требуют сокращения длины
силового агрегата.

Следовательно, для двигателя проектируемого автомобиля при-
нимаем:

диаметр цилиндра — 69 и 76 мм;

ход поршня — 60 мм;

отношение хода поршня к диаметру цилиндра — 0,87 и 0,79;
средняя скорость поршня — 11,0 и 13,6 м/с;

степень сжатия — 8,8 и 8,2;

система охлаждения — жидкостная, герметичная;
расположение распределительного вала — в головке цилиндра.
Расположение распределительного вала в головке цилиндров
продиктовано принятой частотой вращения коленчатого вала дви-
гателя и возможностью его дальнейшего форсирования. После
этого можно принять и другие конструктивные особенности дви-
гателя, влияющие также и на его массу:

максимальная мощность при частоте вращения 6000 об/мин
равна 45—55 л. с. (33—36,75 кВт);

привод газораспределения —• плоскозубчатым ремнем;
карбюратор — вертикальный, число камер произвольное;
материал блока — тонкостенный чугун, головки — алюминие-
вый сплав;

коленчатый вал — пятиопорный;

коренные и шатунные вкладыши — тонкостенные взаимоза-
меняемые;

система смазки — смешанная (под давлением и разбрызгива-
нием), с общей масляной ванной для двигателя и трансмиссии;

масляный фильтр — полнопоточный, со сменным бумажным
элементом;

воздушный фильтр — с бумажным элементом;

срок службы двигателя без замены колец, поршней и вклады-
шей обеспечивает пробег 125 000 км;

(данные, приведенные в последних восьми пунктах, должны
быть подтверждены конструктивным анализом);

сухая масса двигателя с оборудованием равна 100 кг (не
более).

Сухую массу назначают на основании взвешивания деталей

о Родионов В. Ф.

129
двигателей-аналогов или деталей двигателей, близких к ним по
своим параметрами, или по имеющимся статистическим материа-
лам.

§ 33.	Параметры электрооборудования

На основании тех или иных выбранных параметров электро-
оборудования выдают задания заводам смежных отраслей для
создания новых приборов или подбирают их из имеющейся номен-
клатуры. В обоих случаях может оказаться необходимым расши-
рение производственных мощностей смежных предприятий, что
будет связано со значительными капиталовложениями. Чтобы не
допустить ошибок в назначении номенклатуры изделий, необ-
ходимо провести экспериментальные работы и определить тип элек-
трооборудования, которое будет установлено на двигателе и в ку-
зове. Когда необходимый состав приборов зажигания, пуска, осве-
щения, отопления, сигнализации и специального оборудования
определен, приступают к проверке и испытанию автомобилей-ана-
логов и устанавливают следующие параметры.

1.	Мощность генератора принимают с учетом самых трудных
условий работы электрооборудования (ночью в зимнее время,
когда одновременно пользуются почти всеми приборами). Для
этого определяют частоту вращения коленчатого вала двигателя,
соответствующую средней эксплуатационной скорости автомобиля,
и, рассмотрев характеристики генератора, увязывают эту частоту
с минимальной частотой вращения коленчатого вала двигателя,
при которой начинается заряд аккумуляторной батареи. Отметим,
что мощность генератора зависит от его типа (генератор постоян-
ного или переменного тока), так как в последнем случае отдача
тока может происходить при меньшей частоте вращения колен-
чатого вала двигателя.

Необходимая мощность генератора

'»=-гДвг-	<27>

где JN — сила тока генератора; JH — расчетная сила тока на-
грузки; ПР — относительная продолжительность разряда бата-
реи, принимаемая равной 0,10—0,20.

Увеличение передаточного числа между двигателем и генера-
тором для эффективного заряда аккумуляторной батареи при ма-
лой частоте вращения коленчатого вала двигателя ограничено
также допустимой максимальной частотой вращения вала гене-
ратора, при которой он может работать.

2.	Мощность стартера, необходимую для провертывания ко-
ленчатого вала двигателя, принимают в зависимости от окружаю-
щей температуры (особенно когда она ниже 0° С), которую за-
дает заказчик, и от вязкости масла, предназначенного для смазки
двигателя.
3.	Емкость аккумуляторной батареи берут с учетом пуска
двигателя зимой при тех же принятых температурах (ниже 0° С).

4.	Зажигание батарейное.

5.	Номинальное напряжение в СССР для всех легковых авто-
мобилей принято равным 12 В, что и подтверждено в техническом
задании. Мощность генератора — 500 Вт. ^Мощность стартера ме-
нее 1,0 л. с. Емкость аккумуляторной батареи — не менее 50 А-ч.
Тип генератора — переменного тока с полупроводниковым выпря-
мителем. Тип стартера — с электромагнитным включением. Рас-
пределитель — с центробежным и вакуумным регулятором опере-
жения зажигания. Свечи зажигания —с резьбой М14.

§ 34.	Выбор трансмиссии

Сцепление принято однодисковое, сухое, с диафрагменной пру-
жиной, гасителем крутильных колебаний и гидравлическим при-
водом управления. Выбор размеров ведомого диска зависит от
допустимой удельной нагрузки и коэффициента запаса сцепления.

Рекомендуемая удельная нагрузка равна от 2,0 до 2,6 кгс/см2,
а коэффициент запаса сцепления равен 1,6—1,8. При установке
двигателя с увеличенным рабочим объемом коэффициент запаса
сцепления может быть несколько снижен и принят равным 1,5—
1,7, что допустимо. Для стандартного двигателя коэффициент за-
паса сцепления несколько завышают, так как иначе при исполь-
зовании модификации с повышенным рабочим объемом двигателя
пришлось бы организовывать производство нового сцепления.
Увеличение мощности необходимо как для спортивных, так и для
специальных модификаций.

Однодисковое сцепление диафрагменного типа принято за ос-
новное по следующим причинам:

оно значительно проще и дешевле сцеплений с пружинами,
расположенными по периферии;

при высокой частоте вращения коленчатого вала двигателя
не происходит разгрузки пружин под действием рычагов, оття-
гивающих нажимной диск;

длина выбранного сцепления па 15—20% меньше, чем сцепле-
ний с периферийными пружинами;

усилие при выключении сцепления постоянно.

Коробка передач принята трехвальная, четырехступенчатая,
имеющая четыре передачи для движения вперед и одну —для
движения назад; синхронизированы все передачи для движения
вперед.

Вопрос выбора числа ступеней в коробках передач легковых
автомобилей был в течение долгого времени спорным. Однако
после проведения значительного количества исследовательских
работ в СССР и за рубежом были приняты четырехступенчатые ко-
робки передач, которые обеспечивают высокие динамические по-
казатели автомобиля, а также дешевле и проще в изготовлении,
чем многоступенчатые.

5*	131
Исследованиями было установлено, что время разгона
одинаковых по массе и мощности автомобилей различно и зависит
от числа ступеней коробки передач. Для возможности сравнения
результатов было принято, что все коробки передач имеют одина-
ковые передаточные числа на первой и высшей передачах, а пере-
даточные числа ступеней подобраны, исходя из геометрической
прогрессии. Главные передачи также имели одинаковые пере-
даточные числа. Все расчеты были выполнены на ЭЦВМ; резуль-
таты этих расчетов приведены в табл. 14. Данные для автомобиля

Таблица 14

Время разгона с места с переключением передач автомобилей,
имеющих коробки передач с различным числом ступеней

Коробка передач	Время разгона (в числителе в с, в знаме- нателе в %) автомобиля с места до скорости, км/ч				Время про- хождения 1 км при разгоне с места
	69	80	too	120	
Двухступенчатая	13/138,3	22,2/152	31,9/148	45/130,5	46,4/113
Трехступепчатая	9,7/103,2	14,3/97,9	23,5/109	35,9/104	41,6/100,5
Четырехступенчатая	9,4/100	14,6/100	21,5/100	34,4/100	41,4/100
Пятиступенчатая	9,8/104,3	14,3/97,9	21,5/100	33,4/97,3	41,2/99,6
Шестиступенчатая	9,7/103,2	9,0/63,1	22/102	33,2/99,4	41,2/99,6

с четырехступенчатой коробкой передач приняты за 100%. Неко-
торое увеличение интенсивности разгона до скорости 80 км/ч на
автомобиле с трехступенчатой коробкой передач объясняется
меньшим числом переключений (два, а не три), однако это частный
случай, не нарушающий закономерности общих выводов.

На основании изложенного для проектируемого автомобиля
рекомендовано принимать следующие передаточные числа:

Первая передача..................................3,60—3,80

Вторая передача..................................2,20—2,30

Третья передача..................................1,31—1,40

Четвертая передача............................... 1,0*

Задний ход ......................................3,60—4,00

Рычаг управления расположен на полу кузова.

Ведущие колеса — передние.

Главная передача имеет цилиндрические шестерни.

1	Допустимо использование высшей передачи с передаточным числе»! мень-
шим единицы

132
Передаточное число главной передачи равно 3,70—4,20. Диа-
пазон передаточных чисел главной передачи соответствует различ-
ным модификациям. Передаточное число главной передачи ре-
комендуется устанавливать по методике НАМИ.

§ 35.	Ходовая часть и механизмы управления

Параметры колес и шин принимаем следующие:

Размер шин.............................155 70—SR13

Размер обода........................... 41/2КХ13

Число колес	...................... 4 i 1

Раньше размер шин выбирали только на основании рекомен-
дации завода-поставщика, учитывая при этом теоретическую на-
грузку на колесо и максимальную скорость движения автомобиля.
В дальнейшем оказалось, что из-за особенностей подвески, а также
в связи с необходимостью изменения внутреннего давления в ши-
нах для получения необходимой характеристики управляемости
автомобиля может потребоваться изменение предполагаемы-, раз-
меров шин.

Например, фирма Ситроен па автомобиле DS-19, исходя из
нагрузки на ведущие колеса, была вынуждена увеличить размер
передних шин по сравнению с задними, сделав, таким образом,
их невзаимозаменяемыми. Это было неудобно потребителям, по-
этому в последующих моделях размеры шин задних колес были
сделаны такими же, как передних. Другой пример — изменение
давления в шинах на английском автомобиле Триумф Геральд,
имевшем одинаковые нагрузки на переднюю и заднюю оси (по
50%). Из-за низких показателей устойчивости было необходимо
увеличить внутреннее давление в шинах задних колес па 50%
по сравнению с давлением в шинах передних колес, что значи-
тельно ухудшило комфортабельность автомобиля.

Выбор диаметра колеса и соответственно обода связан с раз-
личными факторами, в том числе и с размерами тормозного эле-
мента (диска пли барабана), располагаемого внутри диска колеса,
удобством размещения пог пассажиров, сидящих в первом ряду,
а также удобством входа и выхода.

Колея и максимальный угол поворота управляемых колес
определяют расстояние между кожухами последних, а также воз-
можность размещения в этой зоне пог пассажиров, сидящих в пер-
вом ряду, и расположения педалей управления. Следовательно,
цечесообразпо уменьшение размеров колес. Однако этому противо-
речат требования сохранения необходимого дорожного просвета
и обеспечения вппсанпя в колесо элементов тормоза (диска или
барабана), особенно при отрицательном плече обката.

Соотношения, связывающие габаритные размеры автомобиля
с диаметром колеса, обусловлены эстетическими соображениями.
Ю. А. Долматовский предложил удачную эмпирическую формулу,
определяющую коэффициент эстетической пропорциональности:

= <28>

где гкн — номинальный радиус шины; b —база автомобиля.

Абсолютные значения этого коэффициента не являются чем-то
постоянным. С изменением компоновки кузова, размера шип,
а так же внешнего вида автомобиля меняется и коэффициент Аэп,
который для каждого класса автомобилей имеет свое оптимальное
значение. Этот коэффициент, подсчитанный для моделей выпуска
1965 г., был равен 0,37—0,44, для моделей выпуска 1976 г. —
0,36—0,37. Первая величина этих диапазонов относится к автомо-
билям среднего класса, а вторая —к автомобилям особо малого и
малого классов.

Если коэффициент Кэп, подсчитанный для нового автомобиля,
находится вне этих диапазонов, то по внешнему виду такой авто-
мобиль будет значительно отличаться от моделей данного периода.
Проектируя новые модели, необходимо учитывать это обстоя-
тельство.

Рабочий тормоз на передних колесах дисковый, а на задних
колесах — барабанный. Система тормозов состоит из двух диаго-
нальных контуров, каждый из которых обеспечивает 50 % тормоз-
ного усилия. Задние колеса снабжены регуляторами тормозных
сил (сдвоенным регулятором в случае диагональной системы).
Если ориентироваться на диагональную систему тормозов, то
рабочий тормоз должен допускать наличие в подвеске отрицатель-
ного плеча обката. Для этого больше подходит тормоз с плаваю-
щей скобой. Опыт эксплуатации автомобиля ВАЗ-2121 с колесной
формулой 4x4 показывает, что такие тормоза стали износоустой-
чивыми.

Применение смешанной системы тормозов объясняется мно-
гими причинами, в том числе малой нагрузкой на задние тормоз-
ные колеса п трудностью выполнения стояночного привода на
дисковых тормозах.

Максимально возможное, с точки зрения воздействия на физио-
логию человека, отрицательное ускорение не должно превышать
9,8 g. Усилие на тормозную педаль при холодных тормозах ие
должно превышать 30 кгс. При нагретых тормозах, согласно нор-
мам СЭВ, отрицательное ускорение должно уменьшаться не более,
чем на 10--15°(i, а усилие при торможении должно возрастать
не более, чем на 30—40%. Обязательно наличие регулятора тор-
мозных усилии, ограничивающего тормозное усилие в рабочих
цилиндрах задних колес и не допускающего их блокировки (юза)
при полной нагрузке и при коэффициенте сцепления <р = 0,6ч-0,87.

От коэффициента сцепления ф зависит характеристика регуля-
тора тормозных сил. На рис. 62 показан пучок параллельных
134
прямых, характеризующих точки начала изменения тормозного
усилия в зависимости от массы G.,, приходящейся па задние ко-
леса. Две пересекающиеся прямые (/ и 2, 1 и 3 и т. д.) определяют
границы оптимальных условий торможения при отсутствии бло-
кировки задних колес (юза).

Если принять коэффициент сцепления <р < 0,64-0,7, то угол
наклона прямых 4, 3 и т. д. уменьшится пропорционально отно-

шению тангенса этого угла
U= 0,64-0,7. Соответственно

снизятся точки пересечения
прямых 1 и 2, 1 и 3, т. е.
регулятор будет вступать
в работу раньше, чем насту-
пит юз.

Коэффициент эффектив-
ности тормозов (величина
условная)

I'rRV.

или Дг

Fra
бд/к

7?т

(29)
где F —суммарная площадь
тормозных накладок, см2;
G., — полная масса автомо-
биля, кг; гдп — наружный
радиус диска или радиус
беговой поверхности тормоз-
ного барабана, см; гк—ра-
диус колеса (статический
условный), см.

к тангенсу угла наклона при q —

кг/см2

ЦаВление в главном
тормозном цилиндре

Рис. 62. Характеристика регулятора дав-
ления в тормозах задних колес легкового
автомобиля

Отношение радиусов гдн/гк или гс/гк корректирует вели-
чину 7?т, так как увеличение радиуса тормозного элемента улуч-

шает качество тормозов, уменьшение диаметра колеса — улуч-
шает качество. Условно расчет тормозов передних колес ведут,
исходя из полной массы автомобиля, так как нагрузка па задние

колеса при современном распределении масс и разгрузка их
при торможении очень велики и фактически основными рабочими
тормозами являются тормоза передних колес.

Для дисковых тормозов передних колес Дт = 0,036 4-
4-0,060 см2/кг, для барабанных тормозов передних колес Дт —
== 0,1604-0,235 см2/кг (табл. 15 и 16). На величины гдн пли гб
влияет размер обода колеса. Зазор между тормозным элементом
и ободом колеса желательно иметь равным 30—35 мм, что обеспе-
чивает хорошее охлаждение тормоза. Формула (29) является ус-
ловной, так как теоретически правильнее было бы убрать обра-
тное отношение, т. е. G.JF, которое является основным при
обычном расчете тормозных систем. Однако в предлагаемом виде
формула показывает, что чем больше абсолютная величина 7?т,
Автомобиль	Полная масса автомо- биля, кг	Радиус диска тормоза, мм	Площадь тормоз- ных на- кладок, см2	Радиус качения: колеса, мм	Коэффи- циент эффек- тивности тормо- ’ зов, см2/кг
Аутобианки А 112	1075	113,5	145	256	0,060
Мини Ипоченти 90	1120	106,5	114	257	0,042
Пежо 104	1160	120,5	152	256	0,062
Фиат 127	1110	113,5	124	256	0,050
Фольксваген Поло	1100	119,5	105	256	0,045
ВАЗ-2103	1430	126,5	135	272	0,044
Симка 1308	1475	120	151	263	0,047
БМВ 1502	1380	120	151	272	0,048
Фольксваген Гол1ф	1230	119,5	105	263	0,039
Фольксваген Пассат	1310	119,5	105	263	0,036
Ситроен СХ 2000	1740	130	220	297	0,055
Ауди 100 (2,0 л)	1610	128,5	130	285	0,036
Пежо 604	1960	139,5	180	290	0,043
Принцесс 2200 HL	1605	135	170	285	0,050
Рено 30 TS	1740	126	192	290	0,048
Характеристика барабанных тормозов

Автомобиль	Полная масса автомо- биля, кг	Радиус барабана тормо- зов, мм	Площадь тормоз- ных на- кладок, см2	Радиус качения колеса, мм	Коэффи- циент эффек- тивности тормо- зов, см2/кг
Репо 6	1155	144	574	273	0,208
Мини Клубман	954	106,5	426	236	0,202
Симка 1000	1175	117	543	258	0,210
Иночспти Мини 1000	965	106,5	262	220	0,131
Рено 4	1025	117	440	273	0,234
ИЖ-2125	1450	115	384	295	0,103
ГАЗ-24 «Волга»	1800	140	636	310	0,160

тем тормоза лучше, а чем она меньше, тем тормоза хуже. Вели-
чины, входящие в числитель, улучшают качественные показа-
тели тормозной системы, а величины, находящиеся в знаменателе,
ухудшают их, что позволяет логически характеризовать будущую
систему тормозов или оценивать существующую. В табл. 15 и 16
приведены данные для нескольких тормозных систем.

Для передних колес проектируемого автомобиля рекомендован
коэффициент эффективности дисковых тормозов > 0,05 см2/кг.

Привод тормозов — раздельный, гидравлический, диагональ-
ный с регулятором тормозных сил на задних колесах.

Стояночный тормоз — имеет привод на задние колеса.

Рулевое управление — типа «шестерня — рейка».

Среднее передаточное отношение рулевого механизма равно
17—18.

Число оборотов рулевого колеса от упора до упора равно 3,5.

Последние два параметра определяют так называемую стати-
ческую маневренность автомобиля и усилие, которое необходимо
приложить к рулевому колесу при выполнении маневра. Стати-
ческую маневренность раньше характеризовали только наимень-
шим радиусом поворота наружного колеса. В техническое зада-
ние этот параметр входит и является одним из основных для авто-
мобиля. Абсолютная величина радиуса связана как с базой авто-
мобиля, так и с допустимым (конструктивно) углом поворота уп-
равляемых колес. Статистическое обследование многих автомоби-
лей позволило установить, чго между этим параметром и базой
существует взаимосвязь. Среднестатистические углы поворота
наружного колеса и радиусы поворота в зависимости от базы, под-
считанные для различных автомобилей, следующие:
База, мм.......... 2000—2300

Угол поворота на-

ружного колеса, гра-

дусы .............. 24

Радиус поворота, м 5,0—5,3

2301—3250

27

5,0—6,0

3251 п выше

34

5,8

Таблица 17

Предельно допустимые значения средних квадратических виброускорений
для легковых автомобилей, предназначенных для передвижения по дорогам
I и II категорий

Наименование	Средние квадратические виброускорения, м/с2, для автомобилей			
	высшего класса	среднего класса	малого и особо малого класса	полнопри- водных
Вертикальное на- правление действия впброускорений: верхнее значение	0,405	0,605	0,784	0,984
нижнее значение	0,671	0,985	1,25	1,62
Горизонтальное на- правление	действия  впброускорений: верхнее значение	0,361	0,39	0,721	0,9025
нижнее значение	0,49	0,9435	1,077	1,85

Усилие, необходимое для поворота колес на месте, должно быть
15 кгс для автомобилей первых двух классов и < 20-4-25 кгс
для автомобилей последующих классов (без использования уси-
лителя). Это усилие определяется прежде всего так называемым
силовым передаточным числом рулевого управления. Однако обя-
зательно должно быть проверено его соответствие кинематиче-
скому передаточному числу, т. е. соотношению между углами по-
ворота рулевого колеса и управляемых колес. Кинематическое
число определяют из предпосылки, что при движении автомобиля
со средней эксплуатационной скоростью время, затрачиваемое на
поворот рулевого колеса па необходимый угол, должно быть до-
статочным для обеспечения безопасности движения.

Например, если при движении автомобиля со скоростью
72 км/ч (около 20 м/с), водитель, объезжая препятствие, должен
сместить автомобиль в сторону на 1 м, то этот маневр про-
должается примерно 0,05 с. При этом передние колеса необхо-
димо повернуть на 2,5—3°. Согласно экспериментальным данным
установлено, что водитель не может вращать рулевое колесо бы-
стрее, чем со скоростью 1000—11007с. Таким образом, за время,
отведенное на указанный маневр (0,05 с), рулевое колесо можно
повернуть не более чем на 50—-55°. Тогда максимально возможное
передаточное число не должно превышать 18—22. Такой расчет
является предварительным, и найденное передаточное число сле-
138
дует обязательно проверить при испытании построенного образца
автомобиля. Однако для целей разработки технического проекта
подобный подсчет можно считать вполне допустимым.

Выбор передаточного числа рулевого управления может также
влиять на жесткость рулевого привода и на тип подвески, кото-
рые, в свою очередь, влияют па характеристику управляемости.
Правильность выбора силового передаточного числа рулевого
управления необходимо проверить во время специальных испыта-
ний, заключающихся в определении усилий па рулевом колесе
при движении автомобиля со скоростью 15 км/ч по траектории
в виде восьмерки с радиусом кругов 5—5,5 м и расстоянием между
их центрами равном 20—25 м. Для данного автомобиля это уси-
лие не должно превышать 12—15 кгс.

Оценочным показателем правильности выбора передаточного
числа рулевой системы может служить кинематическая чувстви-
тельность рулевого управления

=	(30)

где и — передаточное число рулевой системы; L — база автомо-
биля, м.

Согласно этой эмпирической формуле рекомендовано Л'кч —
= 1,3—2,0.

Подвеска независимая, пружинная, впереди типа «качающаяся
свеча», с отрицательным плечом обката, которое выбирают рав-
ным 2—10 мм (эта величина для чертежа, а в действительности она
связана с положением пятна контакта шины при повороте колеса
и ее необходимо корректировать). Сзади подвеска стабилизаторно-
балансирная типа Ауди 50.

Основой для выбора параметров подвески служит общеприз-
нанная методика, разработанная докторами техн, наук Я. М. Пев-
знером и Р. В. Ротенбергом. На качество подвески влияют геоме-
трические размеры упругих элементов, а также их взаимодей-
ствие с резиновыми буферами, часто используемыми в качестве
дополнительных упругих элементов. Большое значение имеют
гидравлические амортизаторы, особенно на тех автомобилях, где
их применяют в сочетании с пневматическими упругими эле-
ментами.

Составляя техническое задание, проектант должен задать та-
кие показатели, па основании которых можно было бы выполнить
расчет и получить необходимые данные для подетального кон-
струирования элементов подвески. Отметим, что в настоящее время
еще нет общепризнанных показателей, измеряющих плавность
хода автомобиля. Поэтому рекомендованы следующие косвенные
показатели, влияющие на плавность хода: статический прогиб;
вертикальная жесткость упругих элементов, приведенная к ко-
лесу; частота колебаний подвески.
Рекомендуемая вертикальная жесткость подвесок (кгс/см) для
автомобилей эксплуатируемых на различных дорогах, следующая:

Передняя	Задняя

подвеска	подвеска

Дорога с любым покрытием	25—35	30—40

Автострада	40—50	35—45

Если, исходя из приведенных значений вертикальной жест-
кости, определять статический прогиб, то для вседорожпых авто-
мобилей он должен быть на 30—40% выше, чем для автострадных,
иначе будут наблюдаться слишком частые пробои подвески. Верти-
кальная жесткость и статический прогиб взаимно связаны, но па
практике для характеристики подвески часто приводят оба пока-
зателя, так как первый определяет некоторые геометрические
размеры элементов подвески, а второй —ее качество.

Важен также выбор динамического хода подвески. Ниже при-
ведены величины хода до момента соприкосновения упора под-
вески с резиновой рессорой — буфером сжатия. Например, для
автомобилей, эксплуатируемых па дорогах I и II категорий, рас-
стояние между упором и буфером сжатия при полной статической
нагрузке должно быть не менее 20—25 мм. В том случае, когда
автомобиль предназначен для передвижения и по булыжному шоссе
со скоростью до 80 км/ч, этот зазор должен быть не менее 40 —
45 мм. Частота колебаний подвески для автострадных автомобилей,
естественно, должна быть выше, чем эта частота для вседорож-
иых, с целью уменьшения их раскачивания при движении с боль-
шой скоростью.

Чрезвычайно большое значение имеет отношение частот коле-
баний передней и задней подвесок. Для автомобилей малого, сред-
него и большого классов в отношении комфорта пассажиров обоих
рядов сидений при раскачивании автомобиля па «шоссейной волне»
во время движения с большой скоростью целесообразно, чтобы
отношение частот колебаний передней и задней подвесок было
меньше единицы (примерно до 0,85). Для автомобилей с короткой
базой и задним расположением двигателя, а также для автомоби-
лей, передвигающихся по плохим дорогам, это отношение должно
быть больше единицы; чем короче база и больше нагрузка на
заднюю ось, тем это отношение должно быть больше. Есть при-
меры, когда отношение частот колебаний передней и задней под-
весок достигает 1,4.

Оценивая плавность хода с позиций впброиагруженности,
можно для случаев движения по дорогам I и II категорий при-
нять следующие показатели:

Число колебаний передней подвески, мин..................77

Число колебаний задней подвески, мин................... 82

Отношение частот колебаний передней и задней подвесок 0,85

Конечно, необходимо учитывать, чго па приводимые величины
влияют, помимо элементов подвески, также шины и подушки
сидеппн (табл. 17).
Амортизаторы гидравлические двойного действия на совре-
менном легковом автомобиле являются не только гасителями ко
лебаний, что следует из характеристики этих агрегатов, устанав-
ливаемых на автомобилях, которые предназначены для движения
только по дорогам I и II категории, но и частью упругого эле-
мента при эксплуатации автомобилей по дорогам других кате-
горий. В первом случае амортизаторы регулируют так, чтобы уси-
лие при отбое было в 4 раза больше усилия при сжатии; во втором
случае желательно иметь соотношения усилий отбоя и сжатия
для передней подвески равным 2,5—3,0, а для задней 1,5—2,0.

Для проектируемого автомобиля рекомендованы следующие
соотношения усилий отбоя и сжатия: передняя подвеска 3:1;
задняя подвеска 2:1.

Стабилизатор торсионный; его используют только для перед-
ней подвески.

§ 36.	Кузов

Кузов цельнометаллический с несущим основанием. В кон-
струкции кузова необходимо предусмотреть возможность выпол-
нения всех элементов в соответствии с нормами безопасности, дей-
ствующими в СССР и странах-импортерах. Сиденья должны рас-
кладываться для образования постели.

Крутильная жесткость кузова, увязанная с базой автомобиля,
или так называемая удельная крутильная жесткость равна
17 000 Н-м.м/° (см. гл. 3).

Изгибная жесткость кузова, увязанная с базой, или так на-
зываемая удельная изгибная жесткость равна 50 000 Н-м3/мм
(см. гл. 3).

Передние сиденья раздельные; -заднее сиденье общее; сиденья
раскидываются для устройства постели.

Число дверей: 2 -j- 1 или 4	1.

Оборудование кузова следующее: омыватель ветрового и зад-
него стекол; вещевой ящик; противосолнечные козырьки; вну-
треннее зеркало; пепельница, прикуриватель; грязезащитные
щитки; ремни безопасности; съемный радиоприемник; наружное
зеркало; отопитель, обеспечивающий разность температур в са-
лопе и наружного воздуха, равную 45—50° С при наружной тем-
пературе ниже нуля (до —40° С); стеклоочиститель заднего стекла;
стеклообогреватель заднего стекла. Кузов и его оборудование
должны соответствовать требованиям техники безопасности.

Уровень звука внутреннего шума, определяемый при движе-
нии автомобиля со скоростью 100 км/ч на высшей передаче, дол-
жен быть не более 72—74 дБ по шкале А. Внешний шум по реко-
мендациям Европейской экономической комиссии (ЕЭК) при ООН
не должен быть более 82 дБ по шкале А.

В настоящее время, когда автомобили широко используют для
дальних рейсов, хотя еще и не нормирован уровень звука вну-
141
Треннего шума, уже установлены «пе писанные» нормативы. На
автомобилях высокого качества уровень звука внутреннего шума
при скорости 100 км/ч пе превосходит 69 —70 дБ (по шкале А).
На более дешевых автомобилях уровень звука внутреннего шума
не превышает 76—77 дБ (по шкале А). На открытых автомобилях

Рис. 63. Спектры шума в кузовах при
движении автомобилей на прямой пе-
редаче по асфальтированному шоссе со
скоростью 100 км/ч:

1 — Опель Кадетт; 2 — Рено; 3 — Моррис
1100

Рис. 64. Уровни звукового дав тения по
шкале Л в кузовах при движении ав-
томобилей на прямой передаче с уста-
новившейся скоростью:

и на автомобилях с колесной формулой 4X4 уровень звука
внутреннего шума выше, так как в таких автомобилях нельзя
устранить влияние внешнего шума.

Характеристиками автомобиля в отношении шума являются
уровень звука в децибелах по шкале А и уровни звукового давле-
ния в октавных полосах—со среднегеометрическими частотами
31,5; 63; 125; 250; 500; 1000; 2000; 4000 и 8000 Гц. Приведенные
на рис. 63 и 64 кривые построены на основании испытаний автомо-
билей особо малого класса второй группы.

§ 37.	Техническое обслуживание автомобиля

Широкое распространение легковых автомобилей заставляет
внимательно подходить к вопросам затраты времени на их техни-
ческое обслуживание. Техническое обслуживание складывается
из следующего: ежедневного обслуживания (ГО), т. е. контроля
за повседневным состоянием автомобиля; первого технического
осмотра (ТО-1), в основном состоящего из смазочных и моющих
операций; второго технического осмотра (ТО-2), в который по-
мимо операций, составляющих ТО-1, входят замена смазок в агре-
гатах и необходимые регулировки (6); текущего ремонта (ТР).

На обслуживание легкового автомобиля «Жигули» затрачи-
валось ранее до 2,4 чел.ч на каждую 1000 км пробега, т. е. при-
мерно 0,3 рабочего дня квалифицированного рабочего. Если при-
нять, что средний пробег в год автомобиля, принадлежащего ин-
дивидуальному владельцу, составляет 10 тыс. км, то на обслужи-
142
ванне автомобиля «Жигули» потребуется 10 трудовых циклов или
24 чел-ч (3 рабочих дня). При выпуске в год 1 млн. легковых
автомобилей и списании за это же время 100 тыс. автомобилей
окажется, что каждый год необходимо увеличивать число обслу-
живающего персонала примерно на 9 тыс. человек.

Возможность ограничения потребности увеличения обслужи-
вающего персонала должна быть предусмотрена в самом начале
проектирования, т. е. при составлении технического задания.
Трудовые затраты можно уменьшить прежде всего исключением
многих точек, требующих применения консистентных смазок.
К возможным точкам смазки относятся следующие трущиеся пары:
шарниры; подвески; рулевые механизмы и тяги педали; подшип-
ники сцепления, водяного насоса, колес и т. п.

Чтобы избежать обслуживания этих узлов, необходимо ши-
роко применять антифрикционные материалы, не требующие до-
бавления консистентной смазки, пли резиновые втулки. Отметим,
что в последние годы успешно применяют стальные трущиеся
элементы, хорошо защищенные от грязи, пыли и влаги, с введен-
ными в них в процессе сборки смазками с дисульфидом молиб-
дена. Подобные конструкции могут работать без добавления
смазки в течение пробега автомобилем 50 тыс. км (примерно
3 года). Для этой операции вывертывают специальную пробку
и вводят смазку через временно установленную масленку.

Подшипники сцепления, водяного насоса, колес и др. усовер-
шенствуют, применяя специальные уплотнения, а не сохнущую
продолжительное время термостойкую смазку вводят при сборке.

Объем регулировочных работ может быть уменьшен благодаря
использованию следующего: верхнего распределительного вала
у двигателя; главной передачи, не имеющей конических или ги-
поидных шестерен и пе требующей .поэтому регулировки положе-
ния пятна контакта; тормозов с автоматической регулировкой за-
зора; подвески «качающаяся свеча», не нуждающейся в регули-
ровке угла развала и наклона стойки назад; упрощенной смены
тормозных накладок (дисковые тормоза); руля «шестерня—
рейка» с автоматической регулировкой; генератора переменного
тока; реле-регулятора без подвижных контактов (в этом случае
нет необходимости в замене щеток и в регулировке зазоров в кон-
тактах); транзисторов в системе зажигания, позволяющих исклю-
чить операцию регулировки прерывателя; аккумуляторной бата-
реи с автоматическим добавлением воды и т. п.

Применяя эти рекомендации по улучшению конструкции,
можно свести все обслуживание к операциям, приведенным
в табл. 18. В результате подсчета получаем, что все эти работы тре-
буют примерно 96 чел .мин па каждую 1000 км пробега. В резуль-
тате этих подсчетов вводим в техническое задание следующие по-
казатели:

периодичность смены масла в двигателе — через пробег
15 000 км;
Трудоемкость (ориентировочная) обслуживания
легкового автомобиля Фольксваген Гольф

Таблица 18

Наименование	Перио- дичность, тыс. км	Время на операцию		
		мин		мин  па каждые 1000 км
Уборочно- моечные операции				
Уборочные Моечные	0,5  0,5		15,0  12,0	30  21
	Итого. . .			54
Смазочные операции				
Проверка уровня масла в двига- теле и доливка масла  Смена масла в двигателе  Смена масляного фильтра  Смазка распределителя зажигания  Смазка, чистка и демонтаж гене- ратора  Смазка, чистка и демон гаж стар- тера  Смазка клеем аккумуляторной ба- тареи, проверка плотности электро- лита и др.  Смазка ступиц колес  Прокачивание гидропривода сцеп- ления  Прокачивание тормозной системы	0,5  15  15  15  30  30  15  15*  15  15		1,5  20  3,0  2,0 60  120  15,0  40,0  5,0  15,0	3,00  1,30 0,20 0,13 2,0  4,00  1,0  2,70 0,30  1,0
	Ито		го. . .	15,63
Регулировочные и проверочные операции				
Чистка воздушного фильтра Регулировка карбюратора (холо- стой ход)  Подтяжка головки блока Регулировка клапанов Натяжение ремня генератора Проверка зажигания Регулировка прерывателя Проверка зазора в свечах Проверка генератора Проверка стартера  Регулировка свободного хода при- вода сцепления  Смена тормозных накладок Регулировка ступиц колес Регулировка углов установки * ко- лес  Подкачивание шин Смена шин	15  15  15  15  10  15  15  30  30  15  15  15  15  0,5  30		1,5  2,0  3,0  15,0 3,0  10,0  10,0 30  30  3,0  20  10,0 30,0  5,0 30	0,1 0,13  0,2  1,0 0,3 0,7  0,7  1,0  1,0  0,3  1,3 0,7 8,0  10,0  1,0
	Ито		го...	21,0
	* Не реже одного раза в год.				
смена элемента масляного фильтра —одновременно со сменой
масла;

трудоемкость обслуживания (ТО -у ТР) на каждую 1000 км
пробега равна 1,5—2,0 чел -ч.

Глава V

Общие требования к безопасности конструкции
с позиции компоновки легкового автомобиля

§ 38.	Основные положения

В течение многих лет совершенствование автомобиля происходило
в основном в направлении повышения показателей эксплуата-
ционных свойств: увеличивалась скорость, улучшались динами-
ческие и экономические качества, а также комфортабельность
автомобиля. Для современных массовых автомобилей, которые
достигают скорости движения 140 км/ч и разгоняются до скорости
100 км/ч за 13—17 с, требуются водители высокой квалификации.
Однако по мере расширения круга потребителей относительное
количество опытных водителей уменьшается. Современный води-
тель вынужден решать за время, исчисляемое долями секунд,
сложные задачи уличного движения и принимать экстренные
меры для исключения дорожно-транспортных происшествий (ДТП)

Решение этой задачи только регламентацией максимальных
скоростей движения оказалось невозможным, так как можно за-
претить движение с высокой скоростью, но нельзя исключить
необходимость в обгоне грузовых транспортных средств или до-
статочно медленно едущих легковых автомобилей. Скорость гру-
зового транспорта в различных странах лимитирована 70—
80 км/ч. Обгон грузового транспорта выполняют на первой по-
нижающей, после высшей (третьей или четвертой), передаче.
При возможности движения, например, на третьей передаче, со
скоростью 90—100 км/ч автомобиль на прямой, или высшей пере-
дачах будет иметь скорость 135—140 км/ч. Это является следствием
ступени между ними, равной (1,30:1,45) : 1.

Ограничение максимальной скорости повышением передаточ-
ного числа главной передачи вызовет ухудшение топливной эконо-
мичности, и поэтому недопустимо. Вследствие повышения плот-
ности уличного движения, для защиты населения от аварий и
травматизма соответствующие органы многих стран (СССР, США,
ФРГ, Великобритании, Франции, Швеции и др.), а также между-
народные организации (ЕЭК ООН) в той или иной (]юрме обязы-
вают автомобильную промышленность внедрять в конструкцию
автомобиля такие элементы, которые повышали безопасность его
эксплуатации и уменьшали количество ДТП.
В промышленно развитых странах были приняты законополо-
жения, на основании которых разработаны требования к конструк-
ции легковых автомобилей, повышающие безопасность движения.
Эти законоположения направлены как на уменьшение количества
несчастных случаев, происходящих по вине водителей или пеше-
ходов, так и на смягчение их последствий.

Одни мероприятия ставят своей задачей сохранение автомобиля
после аварии в состоянии пригодном для движения с целью
освобождения трассы, вторые — устранение возможности непони-
мания сигналов, третьи — снижение травматизма пассажиров,
четвертые — создание таких конструкций, которые обеспечили
бы возможность безаварийного управления автомобилем водителям
даже невысокой квалификации. Все эти мероприятия можно
разделить на две группы:

мероприятия, уменьшающие возможности возникновения ДТП,
т. е. связанные с активной безопасностью;

мероприятия, ослабляющие травматизм, в случае наличия
ДТП, т. е. связанные с пассивной безопасностью.

Одни мероприятия были внедрены настолько быстро, насколько
позволяла подготовленность предприятий, другие потребовали
предварительной разработки на заводах, третьи, более сложные
в осуществлении, потребовали совместной их разработки на заво-
дах и в научно-исследовательских институтах и, наконец, четвер-
тые — проблемные, могут быть рекомендованы заводам только
после проведения научно-исследовательских работ.

§ 39.	Мероприятия, обеспечивающие сохранение
автомобиля после аварии

К мероприятиям, обеспечивающим после аварии состояние
автомобиля, пригодное для движения, относят следующие:

применение обивочных огнестойких материалов взамен обычных;

введение ударостойкого топливного бака, не допускающего
вытекания топлива при повреждении, или перенос бака в безопас-
ное место;

использование передних ветровых стекол с повышенной энер-
гоемкостью, не создающих светопоглощающей сетки при разруше-
нии, или имеющих так называемую зональную закалку; широко
применяют стекла «триплекс», которые отличаются от ранее
известных увеличенной толщиной прокладочного слоя из прозрач-
ной пластмассы и соответствующей термообработкой;

создание тормозной системы, обеспечивающей безотказность
действия половины колесных тормозов в случае выхода из строя
одного из контуров;

применение такой конструкции шин и ободьев, которая обес-
печивала бы при резком снижении давления в шине безопасное
движение в течение непродолжительного, но достаточного времени.

Все эти требования отражают в техническом задании, что необ-
ходимо для получения специальных материалов или для раз-
146
работки новых конструкций, отличающихся от применяемых
в настоящее время. Например, топливные баки, не боящиеся меха-
нических повреждений, были известны давно. Их использовали
обычно на самолетах и военных автомобилях. Однако покрытие
бака слоем сырого каучука, утяжеляло бак и делало его дорогим.
Поэтому введение в техническое задание пункта от ударностой-
ком топливном баке вызывает необходимость проведения значи-
тельных поисковых работ в области полимеров с целью нахожде-
ния материалов для создания конструкции легкой и одновременно
простой в изготовлении. В настоящее время такой материал най-
ден, а технология доведена до массового производства. Современ-
ный топливный бак, не боящийся ударов, изготовляют из поли-
этилена («лупанол») способом выдувания.

Применение стекол «триплекс» нового типа взамен закаленных
увеличивает стоимость изготовления остекления и его массу по
сравнению с остеклением из применявшегося ранее сталинита.

Колеса и шины, допускающие при снижении в них давления
воздуха движение автомобиля в течение непродолжительного вре-
мени, также известны давно; это безопасные двухполостные ка-
меры, при использовании которых, однако, исчезают преиму-
щества бескамерных шин.

По-видимому, прежде всего необходимо стремиться к устра-
нению причин, вызывающих выход из строя шин. В настоящее
время прокол, как причина потери давления, явление редкое,
так как дороги содержатся в чистом состоянии и на них нет конных
повозок. Шины выходят из строя обычно из-за повреждения
боковины. При этом основной причиной появления трещин и раз-
рывов является снижение усталостной прочности материала и его
термическая перегрузка. Безусловно, стремление уменьшить раз-
меры колес правильно, поскольку это позволяет создать компакт-
ный автомобиль (например, «Мини») и увеличить внутренние раз-
меры салопа за счет уменьшения размеров колесных кожухов.
Однако это приводит к снижению размеров колес и шин, что
(у «Мини» обод колеса равен 10") вызывает перегрузку шин,
быстрый износ и делает их менее надежными. Кроме того, умень-
шение диаметра обода осложняет отвод тепла от тормозов, что
также увеличивает тепловую напряженность шины.

Поэтому в целях повышения безопасности движения, особенно
при шинах с высокой тепловой напряженностью, целесообразно
применять ободья с двумя внутренними кольцевыми выступами,
препятствующими соскакиванию шины с обода при резком сни-
жении в ней давления.

§ 40.	Мероприятия, облегчающие понимание сигналов

Необходимо создание такой контрольной сигнализации, при
которой водитель выполняя те или иные маневры, знал бы о не-
исправности систем, обеспечивающих безопасность движения.
Для этой цели проводят следующие работы.
Стандартизуют цвета сигнальных огней, обозначающих вы-
полнение различных маневров: обычное торможение; торможение
двигателем (пока такой сигнал вообще не подается); поворот;
сигнал аварийного режима. Создают систему цветных сигналов,
позволяющих на ходу определять дистанцию между автомобилями
и скорость идущего впереди автомобиля, что особенно важно
при обгоне. Предусматривают не только установку стояночных
фонарей, но и специальных отражателей. Вводят световую сигна-
лизацию при заднем ходе. Снабжают автомобили фонарями, осве-
щающими боковину кузова при открытой двери. Создают такие
сигнальные световые системы, которые позволяли бы видеть по-
данные сигналы днем и не ослепляли ночью едущих сзади (двух-
режимные фонари). Стандартизуют цвета сигналов на щитке
приборов, показывающих неисправность той или иной. системы
двигателя или тормозов. Исключают возможность появления
отражения на ветровом стекле при включении сигналов, хорошо
видимых как днем, так и ночью.

§ 41.	Мероприятия, исключающие или^снижающие
травматизм пассажиров и пешеходов при ДТП

В настоящее время почти на всех автомобилях применяют
ремни безопасности различных типов, которые предохраняют от
повреждения голову и тело пассажиров. При этом предусматри-
вают их легкое снятие, создание включающих и отключающих
приспособлений инерционного типа и использование таких рем-
ней, которые бы автоматически застегивались (рис. 65) независимо
от желания пассажира н была обеспечена соответствующая сигна-
лизация об этом водителю. Большое внимание уделяют конструи-
рованию (на будущее) автоматически включающихся предохра-
нительных устройств —• воздушных мешков, надуваемых при
соответствующем отрицательном ускорении в момент удара
(рис. 66).

Устанавливают рулевую колонку такой конструкции, при ко-
торой опа не вдвигалась бы внутрь кузова более чем на 127мм (5"),
обеспечивая этим необходимое жизненное пространство, а также
не позволяла бы возникнуть силе более 1034 кгс при «навалива-
нии» водителя грудью на рулевое колесо в случае лобового удара.
Автомобиль на обеспечение этих качеств проверяют при натурных
испытаниях с манекеном во время лобового удара со скорости
48—50 км/ч о неподвижное препятствие с регламентированной
массой. Анализ показывает, что свыше 6О°о ДТП зимой и 90%
ДТП летом составляют повреждения передней части автомобиля.
При этом на такси каждая пятая авария вызывает повреждения
передней части автомобиля на глубину до 100—500 мм, в резуль-
тате чего рулевая колонка может сдвинуться с места. Поэтому
в настоящее время все автомобили выпускают с травмобезопас-
нымп рулевыми колонками. Одна из них (рис. 67) представляет
148
Рис. 65. Конструкция ремней безопасности с автоматическим запиранием, ус-
тановленных на автомобиле Гольф

Рис. 66. Узел безопасности с воздушным мешком:

о — узел безопасности в работе; б — схема установки воздушного мешка; 1 — датчик:

2 — регулятор; 3 — воздушный мешок; 4 и S — коллектор; 5 - - баллон с рабочим
газом; в — сложенный .мешок; 1 мягкая накладка; 3 — диафрагма
собой гофрированную трубу, складывающуюся при ударе, а др у.
гая (рис. 68) — имеет трубу, которая вследствие наличия шлице-
вого соединения при ударе скользит в другой трубе, не передавая
осевого усилия на рулевое колесо, а третья (рис. 69) — представ-
ляет собой шарнирное соединение, складывающееся при ударе.

Багажную полку за спинкой заднего сиденья устраняют или
вводят в этом месте ограничительный барьер для исключения при
резком торможении возможности травмирования пассажиров пере-

Рис. 67. Травмобезопасная рулевая колонка с гофрированной трубой

мещающимися по инерции предметами багажа. Это особенно
важно при проектировании автомобилей с кузовами Универсал
пли Комби.

Между багажником, расположенным сзади, и пассажирским
помещением вводят прочную перегородку. Это необходимо для
предотвращения возможности попадания (при наличии больших
отрицательных ускорений) тяжелых предметов из багажника
в салон. Па потолке и стенках кузова применяют мягкую обивку.
Переднюю панель щитка приборов изготовляют из энергоемких
материалов.

Используют внутреннее зеркало, которое при ударе о него
легко отделяется от кронштейна. Применяют утопленные внутрен-
ние и наружные ручки взамен выступающих. Устанавливают
буфера, не имеющие острых ребер, чтобы избежать травмирования
150
Рис. 68. Травмобезопасная рулевая колонка автомобиля «Москвич-2140»
пешехода, если не удается исключить наезд. Используют передние
и задние сиденья с подголовниками, устраняющими возможность
повреждения шейных позвонков при ударе сзади. Используют
надежные системы крепления колесных колпаков, препятству-
ющих их соскакиванию при движении автомобиля с большой
скоростью.

В течение уже многих лет буфер имел только декоративное
назначение. Однако увеличение плотности движения и тесноты
на стоянках возрождают старое назначение буфера — амортизи-

Рис. 69. Травмобезопаспая рулевая колонка авто-
мобиля Фиат 128

ровать толчки. Последнее особенно необходимо при выезде авто-
мобилей из тесных стоянок. Поэтому применяют ударопоглощаю-
щие энергоемкие буфера (рис. 70). Такой буфер должен полностью
амортизировать удар до скорости 8 км/ч (нормы США) и до 4 км/ч
(нормы Швеции). В последующем предполагается довести эту
возможность амортизации до скорости 16 км/ч, причем во время
удара не должны даже стряхиваться нити лампочек в фарах.
Существуют различные способы подрессоривания буфера. В одном
случае энергию удара воспринимают эластичные включения
в теле буфера, в другом—применяют гидравлические амортиза-
торы. Испытания подтверждают большую работоспособность пос-
ледних энергоемких буферов. Стоимость энергоемких буферов
пока велика и доходят до 5- 6% стоимости автомобиля.

Проведенные исследования в области определения экономи-
ческой целесообразности применения энергоемких буферов под-
тверждают, что такой буфер окупает себя полностью при ударе
до скорости 24 км/ч. При увеличении скорости выгодность при-
менения такого буфера начинает резко уменьшаться, а при ско-
152
рости выше 40 км/ч сам буфер выходит из строя. Появилась
также необходимость в стандартизации расстояния буфера от
грунта и в создании таких систем подвесок, при которых это

Рис. 70. Буфер с энергоемкими элементами:
а — гидравлическим; б — мягким

расстояние не менялось бы в зависимости от различной нагрузки
в кузове. Последнее возможно при подвеске с пневмогидравличе-
ским упругим элементом. В настоящее время создают такие несу-
щие системы, которые при аварии не травмировали бы пассажи-
ров и одновременно обладали бы ударопоглощающпми свойствами.

§ 42.	Облегчение процесса вождения

Проектант часто сталкивается с- необходимостью решения
задач облегчения процесса вождения, даже на уровне изобрете-
ний. Однако одни вопросы можно достаточно легко решить при
.моделировании существующих моделей, а другие — только при
проектировании новых моделей. Задачи, которые необходимо
разрешить, следующие:

улучшение видимости до такой степени, чтобы боковая обзор-
ность составляла до 30° с каждой стороны, что требует изменения
конструкции кузова (новая модель);

устранение образования бликов как от внешних деталей ку-
зова, так и от внутренних, что возможно при изменении характера
покрытия (модернизация);

изменение конструкции кнопок и рычагов управления при-
борами так, чтобы их можно было находить на ощупь без ошибки,
что требует изменения формы кнопок, рычагов и их расположе-
ния (модернизация);

создание обратимости рулевого механизма в пределах, обеспе-
чивающих безопасность, но не допускающих возникновения
автоколебаний, что возможно только при исследовательских
работах, однако демпфера могут быть установлены и на суще-
ствующих моделях (модернизация);

улучшение конструкции и местоположения педалей управле-
ния дроссельной заслонкой карбюратора и тормозом, с тем, чтобы
не было препятствий для переноса ноги с одной педали на другую,
что уменьшает время реакции; все это требует изменения относи-
тельной высоты педалей (модернизация);

создание наружной очистки заднего стекла специальными
стеклоочистителями и внутренней обдувки этого стекла дефро-
стером или специальным вентилятором, что можно решить, при-
меняя новые механизмы или выполнить на существующих моде-
лях (модернизация);

обеспечение работоспособности тормозных систем и безопас-
ности движения даже в случае обрыва одной из ветвей приводных
коммуникаций: максимальное требование — наличие двух раз-
дельно работающих систем привода на тормоза передних и задних
колес, причем каждая из этих систем должна сохранять не менее
50% работоспособности (модернизация);

создание конструкции подвески автомобиля, не допускающей
опасных кренов на повороте и обеспечивающей при помощи на-
правляющей системы необходимую характеристику управляемо-
сти; это требует серьезных научных исследований;

разработка норм на характеристики управляемости для авто-
мобилей различных классов и компоновочных схем; на основании
этих норм будут отработаны конструктивные схемы подвесок и
сочетания этих схем, что потребует научных исследований;

создание конструкций тормозных систем, препятствующих
заносу при резком торможении и исключающих возможность бло-
кировки колес, а в последующем введение специальных аптибло-
кировочных устройств (новая модель);

приспособление рисунков протекторов шин для движения по
дорогам различных типов и обеспечение высоких тяговосцепных
качеств, самоочистки от грязи и противодействия заносу; это
связано с проведением значительных исследовательских работ
в автомобильной промышленности и на предприятиях, произво-
дящих шины, однако возможно немедленное введение в эксплуа-
тацию шин с «летним» и «зимним» рисунками протекторов;

предотвращение движения автомобилей, в том числе и такси,
хотя бы с одной незакрытой дверью, что возможно при установке
блокирующих устройств, на любом автомобиле (модернизация);

создание светотехнических приборов, которые устраняли бы
ослепление водителя светом фар встречных автомобилей и обеспе-
чивали хорошую видимость вперед и на обочину;

конструирование противотуманных средств для освещения
дороги, что является задачей трудной и пока еще не полностью
решенной.

Перечисленные мероприятия требуют значительных капитало-
вложений, необходимых для проектирования и внедрения новых
154
безопасных конструкций. Кроме того, необходимо учесть также
затраты на проведение дорогостоящих научно-исследовательских
работ, связанных с решением таких проблем как выявление
характеристик управляемости и влияния подвесок на эти харак-
теристики, создание неослепляющих фар и противотуманных
средств видимости, надежных шин малого диаметра, а также тор-
мозных систем, не вызывающих заноса и т. и.

Необходимые затраты в целом для всей промышленности
оценивают повышением себестоимости автомобиля и, естественно,
цены на 8—10% (данные США).

Некоторые специалисты предлагали в свое время ограничиться
только созданием и применением ремней безопасности, утверждая,
что без них все равно всякие нововведения в виде невыступа-
ющих ручек, мягкой обчвки, новых стекол и т. п. не нужны.
Однако собранные в ФРГ материалы, характеризующие виды
аварий и травм, подтверждают необходимость проведения макси-
мально возможного числа мероприятий, повышающих безопас-
ность движения.

Просмотр зарубежных материалов показывает, что поврежде-
ния передка автомобиля вызывают 39,7% всех травм. Детали
кузова и шасси, расположенные впереди первого ряда сидений,
являются причиной 53,6% травм. Поэтому неправильно было бы
утверждение, что наличие только ремией безопасности может
полностью устранить возможность несчастных случаев с пасса-
жирами. Разработку защитных мер по обеспечению безопасности
как пассажиров, так и пешеходов необходимо вести на стадии
предварительного этапа проектирования, чтобы выдать соответ-
ствующее задание всем проектантам узлов шасси и кузова.

Для подтверждения размеров изменения деталей, которые
обеспечивают безопасность, необходимо, используя специальные
эксперименты, определить показатели по всем перечисленным
выше мероприятиям. Без этого нельзя не только выдать конкрет-
ные задания на проектирование, но, главное, оценить эффектив-
ность переделок.

В настоящее время утверждены требования, регламентирующие
конструкцию автомобиля с точки зрения обеспечения безопасности
пассажиров и пешеходов, а также жесткие ограничения, связан-
ные с защитой окружающей среды от загрязнения. Европейская
Экономическая Комиссия при ООН (ЕЭК ООН) регламентировала
правила, обязательные к выполнению при продаже автомобилей
в странах «общего рынка». Во многих странах существуют нацио-
нальные стандарты на безопасность конструкции, отличающиеся
от требований ЕЭК в сторону ужесточения (Швеция, СССР,
Япония, США и др.). Правила ЕЭК ООН постоянно расши-
ряются.

В СССР созданы стандарты на безопасность конструкции
с учетом предписаний ЕЭК ООН по безопасности и специфики
производства и эксплуатации автомобилей в СССР.
В Правилах ЕЭК ООН по безопасности приняты следующие обозначения:
№ 1 — фары с асимметричными огнями ближнего и дальнего
света;
№ 2 — лампочки накаливания для фар с асимметричными огнями
ближнего и дальнего света;
№ 3 — светоотражатели;
№ 4 — освещение номерного знака;
№ 5 — лампа—фары—правило распространяется только на это
устройство, а не на транспортное средство;
№ 6 — указатели поворота;
№ 7 — подфарники, задние красные огни и стоп-сигналы;
№ 8 — фара с галоидной лампой Hi — правило распространяется
только на это устройство, а не на транспортное средство;
№ 9 — уровень внешнего шума;
№ 10 — уровень радиопомех;
№ 11 — петли и замки дверей;
№ 12 — рулевое управление;
№ 13 —тормозная система;
№ 14 — места крепления ремней безопасности;
№ 15 — уровень токсичности;
№ 16 — ремни;
№17 — крепление сидений;
№18 — противоугонное устройство;
№ 19 — противотуманная фара — правило распространяется,
только на это устройство, а не на транспортное сред-
ство;
№ 20 — фара с галоидной лампой H-i — правило распространяется
только на это устройство, а не на транспортное сред-
ство;
№ 21—травмобезопасность щитка приборов и органов управ-
ления;
№ 22 — шлемы для водителей и пассажиров мотоциклов;
№ 23 — фонарь заднего хода;
№ 24 — дымность транспортных средств с дизелями;
№ 25 — подголовник — правило распространяется только на это
устройство, а не на транспортное средство;
№ 26 — наружное оборудование легковых автомобилей;
№ 27 — предупреждающий выносной треугольный знак;
№ 28 — звуковые сигналы;
№ 29 — ударные прочностные характеристики кабин грузовых
автомобилей;
№ 30 —• шины для автомобилей и их прицепов;
№ 31—фара с галогенным блоком SBIIi;
.№ 32 — наезд сз'.ди;
№ 33 — фронтальный удар;
№ 34 — пожарная безопасность;
№ 35 —• педали управления;
№ 36 — автобусы;

№ 37 — лампы накаливания.

В ОСТы входят рекомендации по испытаниям, измерениям и
материалам, облегчающим проектирование. Например в ОСТе
на манекен, изложен материал, используемый при проектирова-
нии пассажирского помещения водителя и посадки, а также при
расчете на обзорность. Этот ОСТ полностью увязан с междуна-
родными рекомендациями ЕЭК ООН и федеральных стандартов
США. За базовую точку при оценке рабочего места водителя при-
нята точка Н манекена, расположенная на оси тазобедренного
сустава и увязываемая по горизонтали и вертикали с положением
спинки и сиденья.

«Интернациональность» точки Н позволяет беспристрастно
оценивать качество посадки водителя в любых новых моделях
автомобилей даже на стадии проектирования и сравнивать их
с аналогами. Это особенно важно, так как соответствие нормам
безопасности, принятым в различных странах, является «про-
пуском» на международные автомобильные рынки.

Продажа автомобилей в странах «общего рынка» не является
еще пропуском на рынки США и Швеции, где существуют свои
правила. Показателем соответствия правилам для стран общего
рынка является знак Е, удостоверяющий право продажи. В США
также существует удостоверяющий зпак соответствия федераль-
ным стандартам. В Швеции знак Е признают с учетом необходимых
дополнений согласно национальным правилам. Право на выдачу
знака Е получают специальные организации, имеющие разрешение
от ЕЭК ООН или от правительств США или Швеции. Процесс
проверки называют омологацпей. Часть стандартов на безопас-
ность конструкции тестирована и обязательна для всего на-
родного хозяйства СССР, часть является отраслевыми стандар-
тами (ОСТами), обязательными для производителей автомо-
билей.

ГОСТы и ОСТы автомобильной промышленности, связанные
с требованиями безопасности, следующие.

ОСТ 17-23—72. Ленты ремней безопасности.

ОСТ37-001.16—70. Тормозные свойства подвижного состава.

ГОСТ 21015—75. Автомобили легковые. Места крепления рем-
ней безопасности. Технические требования.
Методы испытаний.

ГОСТ 20304—74. Манекен трехмерный посадочный. Конструк-
ция и основные размеры. Технические тре-
бования.

ГОСТ 10984—71. Приборы внешние световые сигнальные
автомобилей,тракторов, прицепов и других
транспортных средств. Световые и цветовые
характеристики. Нормы и методы испытаний.
ОСТ 37-001-032—72. Замки и приводы замков, петель и багаж-
ников автомобилей и автобусов.
OCT 37-001.039—72. Сигнализация светового состояния и кон-
троль тормозных систем автотранспортных
средств.

ОСТ 37-001.033—72. Навески (петли) дверные автомобилей, авто-
бусов и троллейбусов.

ОСТ 37-001.021—71. Безопасность конструкции внутренней арма-
туры и элементов внутреннего оборудования
автобусов и троллейбусов.

ОСТ 37-001.012—70. Обозначения условные на органах управле-
ния и сигнальных лампах.

ОСТ 37-001.017—70. Органы управления легковых автомобилей,
безопасность конструкции и расположение.

ОСТ 37-001.002—70. Безопасность конструкции рулевых управ-
лений.

ОСТ 37-001.009—70. Безопасность конструкции сидений.

ОН 025-326—69.	Крепление ремней безопасности.

При выдаче знака Е автомобиль проверяют по всем пунктам
требований, а также на определение «жизненного пространства»,
т. е. определение продвижения руля внутрь, что связано с разру-
шением автомобиля при испытаниях. Отдельно проверяют надеж-
ность замков и петель дверей, осевое сопротивление рулевой
колонки при нагружении рулевого колеса силой, возникающей
при ударе манекена определенной массы, двигающегося с опре-
деленной скоростью.

Проверяют двигатель на токсичность, осматривают всю свето-
сигнальную аппаратуру, проверяют обзорность. Энергоемкость
внутренних панелей кузова, регламентируют внешний шум. Вну-
тренний шум пока еще не регламентирован, но является крите-
рием качества при сравнительной оценке автомобилей-аналогов.
На современных автомобилях внутренний шум, замеренный на
уровне головы водителя, при скорости 100 км/ч на высшей пере-
даче составляет 68—76 дБ (по шкале А) в зависимости от класса
автомобиля.

Показатели управляемости пока еще также не регламентиро-
ваны, но в этом направлении ведутся работы во всех странах,
производящих автомобили. Например, в США разработан проект
федерального стандарта по управляемости и устойчивости, оце-
нивающий следующие показатели автомобиля: движение по пря-
мой; вход в круг; движение по кругу; движение при обгоне, пря-
молинейность движения при торможении; снос от бокового ветра.
Регламентированы величины боковых ускорений, коридора при
прямолинейном движении и торможении и т. д. В ФРГ показатели
автомобиля оценивают но тестам, в которые входят движение по
кругу определенного радиуса, движение по змейке, снос от боко-
вого ветра. Результаты таких испытаний приведены в табл. 19 и 20.

В СССР в Минавтопроме уже разработаны Рекомендуемые
технические материалы по управляемости и устойчивости, а в по-
следующем будет выпущен специальный ОСТ.
Показатели управляемости заднеприводных автомобилей

Автомобиль	Скорость при движе- нии по «змейке» (расстояние между вешками 18 м)	Скорость при движе- нии по кругу Q 65 м	Снос (м) от бо- кового ветра скоростью 80- 90 км/ч при скорости дви- жения автомо- биля 100 км/ч
а	б	в	г
Передняя подвеска двухрычажного типа, а задняя — неразрезная ось со штангой			
Симка Крайслер 180	54,0	49,4	3,80
Форд Таунус 1600GXL	52,5	51,8	3,51
Форд Таунус 1300L	51,2	46,6	2,96
Фиат 124S	53,3	47,9	3,48
Фиат 132GL	53,1	49,4	3,54
Опель Аскона 1,2L	51,3	51,6	3,20
Опель Рекорд 1900SR	54,4	51,5	3,90
Опель Аскона 1900SR	56,1	50,8	2,74
Опель Коммодор GS	53,8	51,9	2,77
Опель Кадетт 1200S	58,4	51,5	3,60
Форд Таунус 160XL	50,5	48,1	3,60
Опель Рекорд 1900L	53,2	49,9	3,70
Опель Аскона 1600	51,1	48,3	3,61
Альфа Ромео 1750	55,1	47,1	3,50
Средние значения	53,5	49,6	3,45
Передняя подвеска двухрычажная, а задняя — независимая диагона шная			
Мерседес-Бенц 200	53,8	45,0	—
Форд Консул 2000L	53,8	50,5	4,38
Форд 2М	55,1	47,1	—
Мерседес-Бенц 220	53,8	45,0	2,70
Мерседес-Бенц 230	53,3	49,1	3,50
Форд Гранада 3000	52,5	51,8	3,51
Средние значения	53,7	48,1	3,52
Передняя подвеска	пита «качающаяся свеча,		
а задняя — диагона шная независимая			
БМВ 1802	54,0	51,0	2,04
БМВ 2500	53,3	52,0	3,25
БМВ 2002	54,6	49,6	3,09
БМВ 2000	56,8	49,3	3,49
Фиат 130	56,2	49,4	-—
Порше 914	56,2	51,3	2,90
Средние значения	55,2	50,4	3,13
Передняя подвеска двухрычажная, задняя — неразрезная ось с рессорами			
Фиат 125S	56,2	49,4	3,74
Показатели управляемости переднеприводных автомобилей

Автомобиль	Скорость при движе- нии по «змейке* (расстояние между вешками 18 м)	Скорость при движе- нии по кругу Q 65 м	Снос (м) от бо- кового ветра скоростью 80— 90 км/ч при скорости дви- жения автомо- биля 100 км/ч
а	б	в	г
Передняя подвеска двухрычажного типа.		а задняя —- независи чая	
Репо 16ТС	50,4	44,3	2,75
Рено 12TS	53,3	48,7	2,74
Репо 4	51,2	46,1	3,20
Рено 12TL	48,6	49,9	2,55
Рено 12TS	53,3	48,7	2,74
Луди 100 (модель 1974 г.)	50,7	48,6	2,85
Ситроен GS	53,2	50,4	2,73
Репо 5TL	54,9	48,6	2,45
Средние значения	51,9	48,2	2,75
Передняя подвеска /пипа «качающаяся свеча», а задняя —			независимая
Пежо 304	53,1	48,6	2,81
Фольксваген 1\70	54,0	50,9	3,11
Симка 1100S	54,9	49,5	2,40
Фиат 127	57,9	51,7	2,19
А-112	50,3	50,5	1,20
Пежо 104	55,8	48,4	
Средние значения	54,4	49,9	2,44
Передняя подвески типа «качающаяся свеча», а задняя -			- зависимая
Альфа Суд 1220	60,3	52,3	2,25
Ауди 50GL	58,9	53,6	2,55
Фольксваген Гольф L	56,2	52,6	2,55
Фольксваген Гольф LS	57,6	52,2	2,25
Ауди 80L	52,7	53,6	2,90
Ауди 50I.S	57,1	49,5	1,70
Ауди 100GLS	57,6	51,1	1,30
Средние значения	57,2	52,1	2,21

Особое внимание проектант должен уделять вопросам созда-
ния силовой схемы кузова, удовлетворяющей следующим требо-
ваниям безопасности:

при столкновениях фронтальных и под углом, а также при
боковом ударе центральная часть кузова, предназначенная для
пассажиров, не должна деформироваться и подвергать пассажи-
ров опасности получения травм;
деформация передней и задней частей кузова должна быть
такова, чтобы отрицательное ускорение на местах пассажиров
пе превышало 40g, так как более высокие ускорения могут вызвать
травмирование пассажиров.

Рис. 71. Кузов автомобиля Ляпчия Гамма

Эти задачи удачно решены для кузова, у которого лонжероны
основания связаны с колесными нишами и разведены в передней
части для повышения энергоемкости (рис. 71).

Глава VI

Анализ компоновочных схем легковых автомобилей

§ 43.	Общие сведения

В литературе, посвященной статистике и испытаниям легковых
автомобилей, в рекламных изданиях и в справочниках приводятся
данные, характеризующие удобство посадки, входа в автомобиль
и выхода из него, расположение органов управления и т. п. Однако
эти данные не идентичны и, как правило, не сопровождаются
описанием способа выполнения тех или иных замеров, что не поз-
воляет сопоставить результаты, взятые из различных источников,
и непосредственно использовать их при проектировании авто-
мобиля.

Существует несколько серьезных работ, в которых имеет место
стремление стандартизовать замеры автомобилей. Это стандарт
SAE (США) и проект рекомендаций СЭВ по методам испытаний
автомобилей и автопоездов, разработанный в 1965 г. Перечень
необходимых параметров, подлежащих замерам, может быть взят
из методики Центрального научно-исследовательского автополи-
гона НАМИ; карта с перечнем замеров легковых автомобилей
различных типов была разработана и в НАМИ.

6 Родионов В. Ф.
Рис. 72. Наружные размеры автомобиля
Эти материалы в основном позволяют только сравнивать и
оценивать различные компоновки по удобству посадки, доступ-
ности органов управления и обзорности. Объем и характер инфор-
мации, получаемой в результате замеров, одпосторонен и недо-
статочен для полного анализа общей компоновки и использования
при проектировании автомобиля прежде всего из-за отсутствия
данных по увязке шасси с наружными и внутренними частями
автомобиля.

Чтобы сопоставить и проанализировать общие компоновки
автомобилей, а затем использовать эти результаты при проекти-
ровании автомобилей, в отделе главного конструктора Производ-
ственного объединения ЗИЛ была разработана методика прове-
дения замеров легковых автомобилей и составлены специальные
типовые карты, охватывающие все необходимые компоновочные
размеры. Эти карты были составлены применительно к автомо-
билям, выполненным по классической схеме с передним располо-
жением двигателя и задними ведущими колесами и имеющим
закрытый кузов с тремя рядами сидений и перегородкой (типа
лимузин). После соответствующей переработки эти карты
можно использовать для замера автомобилей с другой компо-
новкой.

Многие методики замеров (считая и методику, разработанную
в Производственном объединении ЗИЛ) за исключением методики,
изложенной в стандарте СССР (ГОСТ 20304—74) и в стандарте
SAE, основаны на оценке размеров, определяющих посадку на
сиденьях по контурам свободных подушки и спинки, не деформи-
рованных массой пассажира. В связи со значительной степенью
подобия конструкций, упругих свойств подушек и спинок сиде-
ний, общей планировки внутреннего пространства различных
автомобилей такая методика замеров позволяет получить некото-
рое представление об удобстве посадки, доступности органов
управления и обзорности.

Стандарт СССР (ГОСТ 20304—74) предусматривает замеры
сидений с использованием манекена, имеющего форму и массу
человека, что создает представление не об относительном, а о дей-
ствительном положении человека в автомобиле и позволяет оце-
нить истинное удобство посадки, доступность органов управления
и обзорность. Такая методика замеров имеет преимущества по
сравнению с описанной выше.

Разработанные на Производственном объединении ЗИЛ карты
замеров с изменениями, связанными с использованием манекена,
приведены на рис. 72—76. Карты не являются заполняемыми
бланками, а представляют собой схемы, по которым для каждого
автомобиля в результате замеров составляют чертежи в масштабе
1 : 10. Размеры, проставленные на картах, взаимоувязаны, т. е.
могут быть перекрестно проверены, что позволяет исправить
возможные ошибки и неточности замеров. Все замеры выполняют
без разборки автомобиля.
Рис. 73. Внутренние размеры автомобиля

Рис. 74. Размеры, определяющие посадку на сиденьи
Правая

Без нагрузки-------

Левая

.	Правая

С нагрузкой -------

Левая

Наименование		Дебсе колесо		Правое колесо	
		без нагрузки	с нагрузкой	без нагрузки	с нагрузкой
Угол развала колес в град					
Угол наклона оси поворотного шкворня в град- поперечный продольный					
С го бдение \олзе 'на высоте 'ВО мм ) б мм: (Гез нагрузки с нагрузкой  Угол поворсо а колес в град: влево вправо		Наружное колесо		Внутреннее колесо	
					
Шины	'сдегь им. мы 'Число слоев				
	'сродный размер/Наружный диаметр				
	Давление в шинах 6 ке/смг				
Рессоры	Длина переднего к ониа в мм	J			
	Длина заснего конца в мм				
	Число листов/Ширина листов 6 мм				

Рис. 75. Карта размерен
шасси (вид сверху)
Рис. 76. Карта размеров шасси (вид сбоку и сзади)
Для замеров необходима горизонтальная мерительная пло-
щадка со смотровой ямой, манекен, толкающий динамометр на
|0 кгс для посадки манекена, чушки стандартной массы или мешки
с песком, универсальный мерительный инструмент и подручные
средства в виде деревянных брусков, реек, файеры для изготовле-
ния шаблонов. Для упрощения в картах (рис. 72—76) приняты
следующие условные обозначения:

X — нарастающий размер от знака X до конца стрелки;
л/п — размер с левой и с правой стороны автомобиля;

Сх2 —размер, повторяющийся на другой карте;

К — контрольный размер, используемый для проверки
размеров, приведенных на других картах;

С — размер в средней плоскости автомобиля, отмечаемый
в том случае, когда это не очевидно из схемы;

П — размер в плоскости сиденья пассажира;

b — размер в плоскости сиденья водителя;

G, —размер для автомобиля с нагрузкой;

GC1, — размер для автомобиля без нагрузки (для снаряженной
массы);

д —действительный размер измеряемой детали.

§ 44.	Карта наружных размеров автомобиля

Начальной плоскостью для отсчета размеров по высоте служит
поверхность мерительной площадки, а начальной плоскостью
для отсчета продольных размеров—вертикальная плоскость,
проходящая через ось данных колес.

Для проведения замеров автомобиль (с полной нагрузкой и
без нее) устанавливают на специальные подставки, располагаемые
под лонжеронами рамы или несущими элементами основания.
Высота подставок должна точно соответствовать зазору между
поверхностью мерительной площадки и рамой или несущим эле-
ментом основания в данном месте. Автомобиль прижимают к под-
ставкам при помощи грузов, укладываемых на пол кузова.

Здесь и ниже под массой автомобиля без нагрузки понимают
массу автомобиля в снаряженном состоянии, а под массой авто-
мобиля с полной нагрузкой — массу автомобиля в снаряженном
состоянии с багажом в багажнике (из расчета 10 кг на пассажира)
и массу двух человек на переднем сиденьи и трех или двух (в за-
висимости от ширины сиденья) на заднем (массу каждого пасса-
жира принимают равной 70 кг). При этом для автомобиля, обо-
рудованного откидными сиденьями (в отличие от требований
ГОСТа на методы контрольных испытаний), предполагается, что
эти сиденья не заняты (по аналогии со стандартом SAE). Такое
условие объясняется тем, что удобство посадки на откидных
сиденьях несравнимо ниже, чем на неоткидных сиденьях, и их
используют лишь в исключительных случаях.

Помимо наружных размеров автомобиля, на карте имеются
размеры, которые позволяют связать наружный контур кузова
169
с элементами внутренней планировки и шасси, а также контроль-
ные размеры, дающие возможность проверить точность измерений
по другим картам. Это следующие размеры:

расстояние по горизонтали от оси задних колес до точки пере-
сечения контурных линий подушки и спинки заднего сиденья,
на нагруженных весом пассажиров;

расстояние по вертикали от поверхности мерительной пло-
щадки до точки пересечения контурных линий подушки и спинки
заднего сиденья, не нагруженных весом пассажиров;

расстояние по вертикали от поверхности мерительной пло-
щадки до нижней кромки рулевого колеса;

расстояние до горизонтали от оси передних колес до передней
поверхности щита моторного отделения.

Под передней поверхностью щита моторного отделения пони-
мают вертикальную плоскость, касательную к самой передней
поверхности щита без учета небольших местных выступов и углуб-
лений.

§ 45.	Карта внутренних размеров кузова

Замеры выполняют при горизонтальном положении кузова.
Начальной (горизонтальной) плоскостью для отсчета размеров
по высоте служит линия порогов дверей. Что именно было при-
нято за базу при проектировании кузова автомобиля, можно уста-
новить по карте наружных размеров автомобиля.

Начальной плоскостью для отсчета продольных размеров
служит вертикальная плоскость, проходящая через точку пере-
сечения контурных линий подушки и спинки заднего сиденья, не
нагруженных весом пассажиров.

Для замеров автомобиль устанавливают на специальные под-
ставки надлежащей высоты, располагаемые под лонжеронами рамы
или несущими элементами основания так, чтобы начальная пло-
скость была горизонтальной. Автомобиль прижимают к под-
ставкам, используя грузы, укладываемые на пол кузова.

§ 46.	Карта размеров, определяющих посадку
на сиденьях

Размеры, характеризующие посадку на сиденьях, определяют
при той же установке автомобиля, при которой проводили за-
меры внутренних размеров кузова. Для замеров (рис. 77) при-
меняют манекен (ГОСТ 20304—74), который почти полностью
соответствует упомянутому выше шаблону, использованному при
разработке компоновки автомобиля.

Манекен изготовляют из стеклопластика и металла. Манекен
состоит из отдельных поддонов, спинки и сиденья, повертыва-
ющихся один относительно другого вокруг оси, проходящей через
точки, соответствующие центрам тазобедренных суставов.

Выдвижной штырь с делениями, повертывающийся относи-
тельно оси тазобедренных суставов, используют для измерения
170
пространства над головой. К штырю прикреплена шкала отсчета
угла наклона спины. Регулируемый по длине стержень бедер,
присоединенный к поддону сиденья, воспроизводит длину бедер
и служит начальной линией отсчета угла сгиба бедер.

Элементы голеней, также регулируемые по длине, присоеди-
няют к стержням, образующему общую ось коленных суставов
и представляющему собой выдвижную часть регулируемого по
длине стержня бедер. Элементы голеней снабжены шкалами для

панель спины; 20 — панель седалища; 21 — бобышка;

Рис. 77. Составные части
манекена:

1 — ось; 2 — груз голени;
3 — голень; 4 — стопа; 5 —
голеностопный шарпир;б —
фиксатор; 7 — сектор; 8 —
груз бедра; 9 — тазобедрен-
ный груз; 10 — сектор; 11 —
кронштейн уровня; 12 — ос-
тов торса; 13 — упорный
винт; 14 — груз спины; 15 —
поворотный шток; 16 — на-
конечник; 17 — кронштейн
панели спины; 18 — крон
штейн грузов спины; 19 —
22 — поперечный уровень;

23 — продольный уровень; 24 —опора груза бедра; 25 — кронштейн коленных шар-
ниров; 26 — остов седалищн

отсчета углов их сгиба. К нижним концам элементом голеней
шарнирно присоединены узлы ступней, которые также имеют
шкалы отсчета углов поворота ступней.

В регулируемых по длине стержнях бедер и элементах голеней
предусмотрена жесткая фиксация для того, чтобы можно было
получить размеры, соответствующие трем уровням репрезента-
тивности (10; 50; 90%).

Манекен ориентируют в пространстве, используя уровни.
Грузы, воспроизводящие массы отдельных элементов тела, рас-
полагают в местах их центров тяжести. Общая масса манекена
с грузами составляет 76,5 кг. Для замеров, элементы бедер и
голеней манекена устанавливают в соответствии с 90%-ным уров-
нем репрезентативности; данные 10 и 50%-ных уровней репрезен-
тативности используют только для специальных проверок.

Размеры в переднем отделении определяют в плоскости, про-
ходящей через центр рулевого колеса, а размеры в заднем отде-
лении — на расстоянии 250 мм от частей, которые ограничивают
посадку пассажира по ширине (от подлокотника внутренней па-
нели боковины или рамки окна). Во время замеров переднее регу-
лируемое сиденье устанавливают в крайнее нижнее и в крайнее
заднее положения. При наличии отдельной регулировки наклона
сиденья или спинки их устанавливают в среднее положение.

Замеры выполняют дважды: в первом случае ступня манекена,
расположенного на месте водителя, опирается на наклонный
пол, а во втором — на нажатую до отказа педаль управления
дроссельной заслонкой карбюратора.

Все замеры проводят относительно оси тазобедренных суста-
вов манекена. Положение манекена на всех сиденьях характери-
зуется расстоянием оси тазобедренных суставов по вертикали и
горизонтали от точки пересечения контурных линий подушки
и спинки соответствующего сиденья (см. рис. 73). Положения
этих точек можно просто и точно замерить; кроме того, по ним
удобно установить контурные шаблоны сидений.

Размеры шасси (вид сбоку и сзади) отсчитывают от тех же
начальных плоскостей и при тех же установках автомобиля, что
и во время замера его наружных размеров. Размеры шасси (вид
сверху) отсчитывают от тех же начальных плоскостей, от ко-
торых замерены наружные размеры автомобиля при полной
нагрузке. Для определения смещения агрегатов шасси и частей
кузова от плоскости симметрии автомобиля, под ним (например,
по середине поперечины, к которой укреплена передняя под-
веска) натягивают нить, проходящую па одинаковых расстоя-
ниях от наружных сторон лонжеронов рамы или несущих эле-
ментов основания в зоне колесной базы. Полезным дополне-
нием к картам служат отчеты по испытанию исследуемых автомо- •
билей. Эти отчеты содержат оценку обзорности, удобства посадки,
входа и выхода, расположения органов управления и т.п.

Глава VII

Методика предварительного расчета масс и определение
положения центров тяжести агрегатов и автомобиля

§ 47. Методика предварительного расчета
массы агрегатов

Общие сведения. При составлении технического задания важно
правильно задать показатели массы как всего проектируемого
автомобиля, так и его деталей. Однако в это время еще нет ни
172
общей компоновки, ни рабочих чертежей деталей, из которых
будет состоять автомобиль. Необходимо найти такую методику
определения масс, которая позволила бы получить массы, доста-
точно близкие к их реальным значениям. Аналитический расчет,
как правило, невозможен, так как рабочих чертежей еще нет,
а есть только компоновки некоторых узлов. Обычно пользуются
методом аналогий, т.е. определяют массу деталей подобных авто-
мобилей, а затем перессчитывают ее в соответствии с размерами
новых деталей.

Однако до сих пор нет специальной методики, которая позво-
ляла бы достаточно точно оценить разницу в массе проектируемого
автомобиля и аналога и учесть напряженность работы новых
агрегатов.

Предлагаемая нами методика позволяет с точностью, необхо-
димой для составления технического задания, определить не
только показатели массы автомобиля в целом и массы его отдель-
ных элементов, во и дать рекомендации для выбора необходимой
напряженности элементов автомобиля и выбора его основных
размеров.

Сущность предлагаемого метода заключается в определении
таких удельных показателей, которые позволили бы сравнивать
автомобили различных конструкций и их узлы. Этот метод на-
зовем анализом массы.

Сравнивая различные конструкции по массе, необходимо быть
уверенным в правильности их комплектации. Прежде всего авто-
мобиль делят на такие узлы, которые были бы типичны для раз-
личных моделей. Можно предложить две системы деления авто-
мобиля: на монтажно-технологические подгруппы или на функ-
циональные (по назначению) подгруппы.

За основу целесообразно взять вторую систему, так как она
больше соответствует принятой в СССР системе составления
спецификаций, создаваемых по функциональному признаку. В этом
случае детали рассматриваемого агрегата можно связать с другими
деталями неразборным соединением, например сваркой, и это
не явится препятствием при комплектации агрегата по функцио-
нальному признаку.

Исключение можно делать для элементов подвески, в которые
искусственно вводят элементы тормозной системы. Такие эле-
менты (например, суппорты и тормозные щиты) часто являются
связующими для элементов подвески и не всегда могут быть
исключены. Колесные ступицы и детали тормозов (диски, бара-
баны и элементы привода — рабочие цилиндры) также входят
в массу подвески. Желательно подсчитывать массы отдельных
несъемных элементов для сопоставления их с массами аналогов.

Целесообразно определять массы всех деталей и агрегатов
для проверки массы агрегата пли для решения локальных задач
по определению массы какой-либо части механизма. На рис. 78
показан пример записи без ведомости массы деталей.
Предлагаем деление автомобиля па следующие комплекты,
отвечающие условной массе агрегата.

Силовой агрегат имеет в своем составе двигатель в сборе со
сцеплением или гидротрансформатором с полным комплектом
оборудования; приборы электрического пуска и зажигания; гене-
ратор; системы питания и выпуска газов; элементы приборов,

Рис. 78. Пример записи масс деталей задней подвески автомо-
биля

снижающих токсичность, за исключением глушителя и его трубы;
элементы дожигателей, катализаторов, топливного бака и топли-
вопроводов; коробку передач с рычагом переключения; механизмы
для передачи мощности от двигателя к коробке передач (редук-
торы и ценные передачи); карданные валы с промежуточными
опорами х; главные передачи; полуоси.

Двигатель в сборе с оборудованием, связанным с питанием
и выпуском газов, без глушителя и без агрегатов электрообору-
дования.

1 Ввиду того, что карданную передачу применяют только на автомобилях
по классической схеме, в таблицах анализа массы она выделена отдельно. •
174
Топливный бак.

Глушитель л приборы, обеспечивающие аптитоксичность.

Радиатор, расширительный бачок и электрический венти-
лятор.

Сцепление в сборе или гидромуфта без картера и деталей при-
вода.

Силовая передача, в которую входят: коробка передач и при-
вод к ней; гидротрансформатор; главная передача с картером;
колесные редукторы; цепные передачи, полуоси или полуоси
с карданами.

Карданная передача с промежуточной опорой.

Передняя подвеска в сборе, состоящая из деталей, связыва-
ющих подвижные элементы с упругим элементом, и из деталей,
крепящих подвеску к кузову (раме) и имеющих вид поперечин
и кронштейнов, независимо от того, съемные они или нет. Кроме
того, в эту группу входят амортизаторы, тормоза в сборе и колес-
ные ступицы. В качестве примера приведены съемный узел перед-
ней подвески автомобиля ВАЗ 2101 (рис. 79) и несъемный узел
автомобиля БМВ 600 (рис. 80). У автомобиля БМВ 600 в группу
подвески входит поперечина, на которой закреплены узлы под-
вески, хотя она и приварена к раме.

Задняя подвеска укомплектована так же, как и передняя.
При классической компоновке в нее введен кожух заднего моста
в случае неразрезной оси или труба подвески Де Дион, аморти-
заторы, колесные тормоза и ступицы. В случае независимой под-
вески в’нее введены рычаги и их крепления.

Рулевое управление состоит из рулевого механизма в сборе
с сошкой, привода рулевого управления (рулевые тяги, шаровые
175
пальцы, маятник, по без кронштейна) и усилителя рулевого ме-
ханизма.

Электрооборудование, в которое входит комплект электрообо-
рудования двигателя, фары, подфарники, сигнальные фонари,
сигнал и аккумуляторная батарея. Электропроводку кузова,
плафоны и щиток приборов в данной группе не учитываем, так
как это входит в группу «кузов в сборе».

Колеса в сборе, куда входят шины, камеры, и колпаки.

Кузов в сборе, куда входят рама или подрамник, если они
есть, а также все элементы кузовного оборудования: сиденья,

Рис. 80. Передняя подвеска автомо-
биля БМВ 600

стекла, двери, осветительная
арматура и провода, капот,
крышка багажника, щиток при-
боров, стеклоочиститель, отопи-
тель (если он является стан-
дартным оборудованием), бу-
фера, рычаг переключения пе-
редач (если он установлен на
полу), педали тормоза и сце-
пления, главные цилиндры тор-
моза и механизма гидросисте-
мы включения сцепления (если
она есть), вакуумный усили-
тель тормоза, ковры, обивка
и т. п.

Рама, если ее можно отде-
лить от кузова.

Разное, куда входят кре-
пежные детали и прокладки,
которые по каким-либо причи-

нам не вошли в перечисленные выше группы, иначе возможно рас-
хождение суммарной массы агрегатов с сухой массой автомобиля,
полученной при его взвешивании.

Результаты определения массы автомобилей разных классов
приведены в табл. 21—26. Как видим, масса неучтенных деталей
составляет не более 0,5%. Если масса этих деталей окажется
более 0,5%, то ее следует распределить по другим группам (про-
порционально).

Подобное разделение на группы оказывается пригодным почти
для всех существующих компоновочных схем автомобилей и их
агрегатов. В некоторых случаях, как например, при установке
поперек автомобиля силового агрегата, в который входят двига-
тель и трансмиссия, имеющие общий масляный картер, трудно
выделить из группы силового агрегата группы силовой передачи
именно из-за общего картера. В этом случае массу картеров при-

дется определять расчетом.

Анализ указанных групп по массе автомобилей различных
классов позволяет установить ограничения по массе для узлов
п оценить различные компоновочные схемы в отношении расхода
необходимых материалов. Анализируя данные табл. 21—26,
можно сделать вывод, что удельная масса 1 типовых агрегатов
у легковых автомобилей различных классов изменяется следу-
ющим образом:

силовой агрегат в сборе — удельная масса несколько увеличи-
вается по мере повышения класса автомобилей (до среднего
класса включительно), а затем уменьшается;

сцепление — удельная масса увеличивается с повышением
класса автомобиля;

силовая передача —удельная масса для автомобилей особо
малого класса относительно высока, несколько понижается для
автомобилей малого класса, а затем снова увеличивается по мере
повышения класса автомобиля;

передняя и задняя подвески — удельные массы снижаются
по мере увеличения класса автомобиля;

рулевой механизм — удельная масса возрастает с увеличением
сухой массы автомобилей, т. е. с повышением их класса (при усло-
вии одинаковой конструкции рулевых механизмов);

электрооборудование — удельная масса при повышении класса
автомобиля снижается;

колеса и шины — удельная масса уменьшается по мере увели-
чения сухой массы автомобиля;

кузов —удельная масса для автомобилей малого класса
меньше, чем для автомобилей низших и высших классов.

Все перечисленное иллюстрирует рис. 81.

Отметим, что приведенные данные соответствуют определенному
техническому уровню и с развитием конструкции они могут уста-
реть. Поэтому периодически необходимо пополнять картотеку
анализа массы автомобилей новыми данными. Анализ групп
в соответствии сих массой позволяет установить только примерное
распределение массы между агрегатами, но не дает представление
о степени нагруженности агрегата в целом или его отдельных
частей и деталей. Поэтому необходимо использовать удельные
параметры.

Для оценки нагруженности следует принять такие параметры,
которые показали бы, при какой массе данный агрегат способен
выполнять свое назначение, т. е. передавать крутящий момент
паи воспринимать нагрузку от массы. Следовательно, необходимо
определить:

параметры, характеризующие размеры агрегата;

зависимость показателей характеристики автомобиля от вы-
бранного определяющего параметра;

критические условия нагружения агрегата или коэффициенты
пропорциональности, соответствующие современной практике.

1 Под удельной массой агрегатов понимают отношение (в %) их массы
к сухой массе автомобиля.
Масса агрегатов легковых автомобилей особо малого класса первой группы (в числителе данные в кг,
а в знаменателе в %)

Таблица 21

1  Наименование	Автомобиль и год начала выпуска						
	ЗАЗ-965А «Запорожец», 1960	Фиат 600, 1958	Трабант, 1959	БМВ 600, 1958	НСУ Принц-3» 1958	Рено Дофин, 1958	Моррис Мини, 1960
Силовой агрегат в сборе (дви- гатель, сцепление, силовая пе- редача)	122/19,25	103,83/19	94,08/15,7	105,38/19,8	94,05/19,65	121,82/19,6	142,87/25,2
Двигатель в сборе без элек- трооборудования	76/12	64,74/12,05	51,12/8,57	60,3/11,3	—	77,14/12,5	—
Топливный бак в сборе	5,3/0,836	3,92/0,73	3,7/0,62	5,2/0,94	3,63/0,76	7,5/1,28	4,6/0,81
Система выпуска в сборе	5,4/0,852	3,07/0,57	1,6/2,7	3,56/0,668	4,1/0,868	3,4/0,55	4,4.0,77
Радиатор в сборе	—	6,655/1,24	—	—	—	6,8/1,11	4,13/0,73
Сцепление в сборе	2,5/0,392	2,79/0,52	1,83/0,3	2,16/0,405	—	2,145/0,34	—
Силовая передача в сборе (коробка передач, главная пе- редача, полуоси)	35,6/5,62	31,1/5,8	26,33/4,4	33,46/6,28	—	29,5/4,78	—
. Карданная передача	•	На автомобилях этой группы не установлена						



Передняя подвеска в сборе	47,7/7,51	31,78/5,94	55,35.9.21	36,3 */6,81	33,3/6.95	35,9/5,81 '	43/7.58
Задняя подвеска в сборе	40,7/6,43	32,76/6,12	41,34/6,68	28,4/5,32	27,74/5.88	39,5/6,4	43,8/7,73
Рулевое управление в сборе	13,8/2,18	7,46/1,39	6,97/1,15	10 45. 1,96	6,7/1,4	9,1/1,475	8,58/1,51
Электрооборудование и акку- муляторная батарея	25/3,92	22,7/4,25	28/4,67	21,385/4	9,5 ***/1,98	32,48/5,27	27/4,75
Колесо в сборе	46,6/7,36	41,2/7,68	49,4/8,22	30,1/5,63	31,16/6,5	46,0/7,41	33/5,82
Кузов в сборе без сидений	301/47,5	252/47,1	275/45,8	270/50,7	241/50,4	298/48,4	235/41,5
Кузов с несущей системой (в сборе) с дверями, стеклами, сиденьями, коврами	336/52,9	286/53,5	319,7/53,28	301,3 **/56,5	288,82/56,1	327,8/63,6	256,5/45,1
Крепежные детали, проклад- ки и другие детали, не учтен- ные при взвешивании	—	1,04/0,2	—	—	—	—	—
Сухая масса автомобиля	634,6/100	535/100	600'100	533/100	479/100	617/100	567/100
*	С балкой передней оси.  *	* Вес аккумуляторной батареи.  *	** Без балки передней оси.							
Таблица 22

Масса агрегатов легковых автомобилей особо малого класса второй группы (в числителе данные в кг,
а в знаменателе в %)

	Наименование	Автомобиль и год начала выпуска				
		Фольксваген Поло, 1974	Ауди 50, 1974	Рено 5 Т, 1972	Фиат 127, 1974	Форд Фиеста, 1976
	Силовой агрегат в сборе (двигатель с электрооборудованием, сцепление, ко- робка передач, карданный вал, главная передача, полуоси)  Двигатель в сборе без электрообору- дования	136,8/22,0	139,5/22,0	154,6/22,0	123,4/19,0	138,4/20,6
		87,2/14,0	—	—	70,2/10,0	—
	Топливный бак	5,93/0,95	5,5/0,9	6,5,0,9	5,9/1,09	6/0,9
	Система выпуска	6,7/1,1	—	—	9,4/1,4	11/1,6
	Радиатор	' 5,2/0,8	5,15/0,8	6,4/0,9	7,17/1,1	5,5/0,8
	Сцепление в сборе	2,5/0,4	—	Г—	3,88/0,6	—
	Силовая передача в сборе (коробка пе- редач, главная передача, полуоси)  Карданная передача	37,4/6,0	На автомобилях этой группы —		38,5/6,0  не установлена	—
	Передняя подвеска (с тормозами)	38,1/6,1	35,4/5,6	—	38,5/6,0	42,6/6,3
	Задняя подвеска (с тормозами)	29 5/4,8	32,5/5,0	45,4,6,5	37,0/5,6	34,2/5,0
	Рулевое управление в сборе	7,0/1,1	8,2/1,3	40,9/1,6	9,4/1,4	10,5/1,6
	Электрооборудование и аккумулятор- ная батарея	29,5/4,8	25/4,0	30,9/4,3	37/5,6	30/4,4
	Колеса и шины	43,6/6,9	45,2/7,2	45,2/6,4	39,7/6,1	32,8/7,8
	Кузов в сборе без сидений	292,3/47	291,0	335,0	284/43,3	311/46
	Кузов в сборе с сиденьями	317,6/50,8	329/46,3	361/47,7	318/48,5	344/51
	Неучтенные крепежные детали	—	—	—	—	—
ОО	Сухая масса автомобиля	623/100	628/100	703/100	655/100	675/100
Масса агрегатов легковых автомобилей малого класса первой группы (в числит,

Наименование	А®Томо			
	Пежо 204, 1965	Аутобианки Примула, 1965	Фиат 124,  1967	Фольксваген  1200, 1958 J 	
Силовой	агрегат  в сборе (двигатель с электрооборудовани- ем, сцепление, коробка передач,	карданный  вал, главная передача, полуоси)	151,12/19,5	130,73/19,2	155,81/19,5	119,57/17,55 ** i
Двигатель в сборе без электрооборудова- ния	.—.	90,12/11,5	88,7/11,05	68,71/10,1
Топливный бак	7,4/0,96	4,8/0,62	6,0/0,75	5,64/0,832
Система выпуска	9,8/1,25	11,6/1,46	21,63/1,45	6,72/0,99
Радиатор	5,0/0,64	7,27/0,92	5,83/0,85	—
Сцепление в сборе	3,935/0,406	—	4,65/0,58	3,66/0,538
Силовая передача в сборе (коробка пере- дач, главная передача, полуоси)	•—-	47,33 */36,05	48,19/6,0	32,6/4,8
Карданная передача	—	—	8,17/1,02	—
Передняя подвеска (с тормозами)	55,62/7,17	44,56/5,7	54,7/6,85	49,474/7,26
Задняя	подвеска  (с тормозами)	60,38/7,75	53,25/6,8	47,43/5,93	45,0/6,6
Рулевое управление в сборе	15,97/2,060	11,15/1,42	14,15/1,77	10,81/1,59
Электрооборудование и аккумуляторная бата- рея	39,1/5,07	38,754/4,94	45,075/5,65	27,35/4,03
Колеса и шипы	47,83/6,15	48,52/6,2	51,8/6,5	55,24/8,11
Кузов в сборе без си- дений	371/47,8	372,836/47,5	380,3/47,4	335/49,3
Кузов в сборе с си- деньями	397,3/51,12	425,636/54,4	414/51,6	374,80/55,15
Неучтенные крепеж- ные детали	—	—	—	—
Сухая масса автомо- биля	777/100	783/100	801,385/100	680/100  1
* Со сцеплением.  ♦•С воздушным охлаждением.				
ле данное в	кг, а в знаменателе в "и)				
« гоя начала выпуска биль и *					
ВАЗ-21°Ь 1970	Фольксваген Гольф, 1975	Фиат 128, 1974	Форд Тау- нус, 12 М, 1963	(Моррис 1100,’  1963	Опель Кадетт 1963
191,2.21.5	145,9/20,3	154,7/20,3	183,77/22,8	138,15/17,9	148,0/23,4
108,6/12,1	—	96,28/12,6	104,31/12,9	80,9/10,5	84,4/13,3
6,0/0,6	7,7/1,04	5,43/0,7	6,08/0,75	8,03/1,04	3,66/0,58
11,9/1,3	14,4/1,96	11,7/1,5	11,68/1,45	8,42/1,09	5,44/0,86
7,9/0,8	8,4/1,2	8,97/1,1	4,82/0,6	4,84/0,63	5,24/0,82
•1,5/0,5	—	5,25/0,69	3,58/0,5	4,3/0,6	2,93/0,5
—	—	42,3/5,6	41,5/5,39	41,5/5,39	38,14/6,0
		—	—			11,36/1,79
61,3/7,0	55,3/7,7	40,7/5,3	40,18/5,21	55,0/6,87	45,58/7,2
49,1/5,5	36,2/5,0	40,0/5,28	40,2/5,22	50,0/6,25	24,86/3,93
16,0/1,7	10,85/1,5	10,2/1,3	8,36/1,08	12,0/1,5	10,1/1,59
47,0/5,3	38,0/4,3	34,0/4,5	37,17/4,80	39/4,87	29,9/4,7
50,7/5,6	46,0/6,4	52,1/6,8	47,33/6,14	52,5/6,67	38,98/6,12
1 —	—	—	417,33/54,2	393,5/19,4	290,2/45,7
482/47,4	334/46,6	344,6/45,2	449,77/58,3	427,5/53,4	427,5/53,4
890,5,100	717/100	762/100	771/100	800,5/100	636/100
Масса агрегатов легковых автомобилей малого класса второй группы (в числителе данные в кг, а в знаменателе в %)

Наименование	Автомобиль и год начала выпуска					
	«Москвич-408», 1965	Рено 16, 1965	Форд Тау- нус 17М, 1960	Опель Рекорд, 1958	Воксхолл Виктор, 1959	«Москвич-2140», 1975
Силовой агрегат в сборе (двигатель, сцепление, силовая передача)	169,475/18,0	125,68/14,4	187,06/19,5	199,32/23,5	204,3/23,5	188/18,5
Двигатель в сборе без электрообо- рудования	127,04/13,5	87,86/10	121,9/12,7	142,07/16,65	148,78/15,65	132,1/13,0
Топливный бак в сборе	10,75/1,145	8,1/0,925	9,8/1,02	6,55/0,77	7,82/0,82	10,75/1,2
Система выпуска в сборе	6,78/0,72	10,72/1,225	10,1/1,05	7,15/0,83	9,6/1,0	10,5/1,2
Радиатор в сборе	8,24/0,875	5,96/0,682	6,1/0,63	8,72/1,03	7,1/0,75	8,3/0,8
Сцепление в сборе	4,786/0,51	5,32/0,608	6,7/0,7	5,1/0,6	4,1/0,43	10,0/0,98
Силовая передача (коробка передач, главная передача, полуоси)	48,45/5,15	46,0/5,26	48,5/5,07	36/4,25	41,4/4,37	38,0/4,0
Карданная передача	6,165/0,64	Отсутствует	6,2/0,64	6,04/0,7	6,4/0,7	6,2/0,6
Передняя подвеска в сборе	69,435/7,380	58,57/6,7	68,76/7,2	56,45/6,65	59,0/6,23	80,1/7,9
Задняя подвеска в сборе	63,27/6,73	69,54/7,95	61,24/6,4	55,15/6,50	57,67/6,10	68/6,7
Рулевое управление в сборе	18,54/1,97	15,79/1,8	17,9/1,86	15,35/1,8	19,7/2,08	13,8/1,4
Электрооборудование и аккумуля- торная батарея	48,334/5,15	40,695/4,65	39/4,0	34,85/4,1	41,63/4,39	46,3/4,6
Колеса в сборе	62,64/6,67	49,8/5,7	54,8/5,73	48,8/5,74	52,0/5,4	60,8/6,0
Кузов в сборе без сидений	431,765/46	435,3/50	460/48,1	395,8/46,7	446/47,0	
Кузов с несущей системой в сборе (с дверями, стеклами, сиденьями, ков- рами)	465,565/49,56	476,645/54,5	506/53	427,5/50,38	493,8/52,11	500,3/49,3
Крепежные детали (прокладки и другие детали, не учтенные при взве- шивании)	Учтены	при взвешивании соответствующих агрегатов				22/2,0
Сухая масса автомобиля	940/100	875/100	957/100	848,7/100	949/100	1015/100
Масса агрегатов легковых автомобилей среднего класса (в числителе данные в кг

Наименование				
	ГАЗ-21 «Волга», 1967	Опель Капитан, 1956	Воксхолл Креста, 1959	
Силовой агрегат (двигатель, сцепление, силовая передача)  Двигатель в сборе без элек- трооборудования  Топливный бак в сборе  Система выпуска в сборе  Радиатор в сборе  Сцепление в сборе  Силовая передача в сборе (коробка передач, главная пе- редача, полуоси)  Карданная передача  Передняя подвеска в сборе Задняя подвеска в сборе Рулевое управление в сборе Электрооборудование и акку- муляторная батарея  Колеса в сборе  Кузов в сборе без сидений Кузов с несущей системой Сухая масса автомобиля	219/15,9  140/10,1  12,1/0,8  13/0,9  16,5 41,2  7,9/0,6  56,6 2/4,11  12,8/0,9  80,1/5,8  101/7,35  18,6/1,4  45,8/3,3  96,6/7,03 698/50,6 776/56,6  1377/100	247,8/21,6  187,8/16,34  8,3/0,72  11,6/1,01  10,6/0,93  6,6/0,57  41,5/3,62  5,9/0,51  7,2/6,27  69,4/6,05  17,5/1,52  35,7/3,11  62,6/5,45  557/48,5  618,6/53,9  1148/100	256/22,8  188,5/16,74  7,2/0,64  9,1/0,8  9,5/0,84  9,2/0,82  54,2/4,82  6,2/0,55  72,1/6,41  63/5,6  16,9/1,5 34,5/3,06  64,6/5,73  537/47,6  590/52,5 1125/100	
1	С жалюзи.  г С ручным тормозом.  8	С ускоряющей передачей.  4 Масса гидротрансформатора.  Б С усилителем рулевого механизма.  8 Только аккумулятор.				

Двигатель. Показатели, оценивающие работу двигателя, сле-
дующие:

отношение (кг/л. с.) массы к эффективной мощности

G№/N,,	(31)

отношением [кг/(Н.м)1 массы к максимальному крутящему мо-
менту

Сдв.//Ид.„.	(32)

Последний показатель непосредственно связан с рабочим объемом
двигателя и может быть заменен отношением (кг/см3 или кг/л)
массы к рабочему объему

Сдв/П.	(33)

Сцепление. Крутящий момент двигателя передает сцепление.
Поэтому, выбирая размеры будущего агрегата или оценивая су-
ществующие, необходимо располагать значением максимального
186
а в знаменателе в %)

	дрТомобнль и год начала выпуска					
	Форд Зодиак. I860	Фиат 2100, 1959	Шевроле Корвейр, i960	Крайслер Вельент, 1960	Репо 30.  1977	Ауди 100.  1977
	265/22	233/19,7	209,3/19,5	311,2/26,3	232/18,9	237/21,5
	192,4/16	152/12,81	113,1/10,5	188/15,8	—	—
	9,1/0,75	8,9/0,8	5,5/0,5	7,6/0,6	10/0,85	11,6/1,03
	10,9/0,91	16,9/1,4	8,3/0,8	10/0,9	29/2,3	29/2,6
	9.7/0,8	13/1,1	—	7,9/0,9	6,5/0,53	12/1,7
	6,8/0,5	6,8/0,5	10,6/1,0	134 /1,1	—	—.
	57,7 3/4,8	60,3/5,08	68/6,4	66,8/5,5	58,6/4,76	58,2/5,2
	6,1/0,5	12,9/1,1				6,5/0,5				
	73,6/6,2	86,2/7,3	51,9/4,8	65,8/5,6	84,6/6,86	82/7,3
	88,25/7,3	68/5,75	60,8/5,7	72/6,0	73,8/6,08	54/4,8
	19,6/1,7	20/1,8	15,1/1,4	36,75/3,1	16/1,32	10/0,89
	36,1/3,0	37,4/3,16	32,6/3,1	36,9/3,1	18,6/1,51	19/1,79е
	67,5/5,6	73,4/6,2	61,5/5,7	59/5	72/5,85	72/8,4
	567/47,7	559/47	674/53,5	564/47,5	634,5/51	550/49
	626,3/52	629,3/53	647,2/60,1	617,4/52,1	689,5/55,8	597,8/53
	1204/100	1185/100	1075/100	1188/100	1232/100	1123/100

момента двигателя. Определяющими параметрами являются на-
ружный диаметр обшивки ведомого диска и масса сцепления.
Исходной величиной служит передаваемый крутящий момент
двигателя. «Нагруженность» сцепления оценивают следующими
параметрами:

отношением [кг/(Н-м)] массы сцепления к передаваемому
крутящему моменту

Ссц/Мд.м;	(34)

отношением [см/(Н-м)] наружного диаметра обшивки сцепле-
ния к передаваемому крутящему моменту

Ц,/Мд.м.	(35)

Коробка передач. Для преобразования крутящего момента
предназначена коробка передач, определяющим параметром кото-
рой является размер, связанный с передаваемым крутящим мо-
ментом, т. е. межцентровое расстояние валов. Для определения
нагруженное™ коробки передач используют следующие параметры;

отношение [кг/(Н-м)] массы коробки передач к крутящему
моменту двигателя

Gk/Мд-м;	(36)

отношение [см/(Н-м)1 межцентрового расстояния между ва-
лами коробки передач к крутящему моменту двигателя

п/Мд.м.	(37)

Оценивая нагруженность коробок передач, необходимо учи-
тывать, что корпуса (картеры) могут быть сделаны из различных
металлов и сплавов и их массу следует пересчитывать с учетом
принятого базового материала. Рекомендовано за базовый ма-
териал принимать алюминий. Тогда поправочный коэффициент
по массе для чугунных отливок будет равен 1,5, а для магниевых
2,25. Эти поправочные коэффициенты в СССР были получены на
основании проведенных работ по замене чугуна алюминиевым
сплавом и алюминиевых сплавов магниевыми. Чугунные отливки
тяжелее алюминиевых, а алюминиевые —тяжелее магниевых, что
было установлено при учете изменения толщины стенок отливок.

Карданный вал. Размеры элементов карданного вала связаны
с передаваемым крутящим моментом. Определяющим параметром
карданного шарнира является расстояние между торцами шипов
крестовины. Массу карданного вала можно приближенно принять
пропорциональной его длине /, выраженной в метрах.

Параметром нагруженное™ для карданного вала является
отношением [кг/м(Н-м)1 массы 1 м вала к передаваемому крутя-
щему моменту с учетом передаточного числа высшей передачи
коробки передач, т. е.

^кард/^Мд. мгв-	(38)

Главная передача и полуоси. За определяющий параметр
гипоидной или конической со спиральными зубьями главной пере-
дачи принят диаметр начальной окружности ведомого зубчатого
колеса. Этот размер практически определяет массу.

Нагруженность узла в целом, помимо определения нагружен-
ное™ зубьев шестерни, оценивают отношением [кг/(Н-м)1 суммар-
ной массы главной передачи с картером редуктора к передавае-
мому крутящему моменту двигателя

Сг.п/Мд.м-	(39)

В суммарную массу узла должны входить массы шестерен,
подшипников, картера главной передачи, дифференциала и полу-
осей. Массу картера, если он не из алюминия, определяют с учетом
поправочного коэффициента, приведенного выше.

Силовая передача в сборе. Существуют объединенные в общий
блок комплексные конструкции, в которые входят элементы сило-
188


вой передачи: раздаточная коробка, коробка передач, главная
передача и полуось. Карданный вал в данную группу не входит.

Нагруженность силовой передачи в данной комплектации
характеризуется отношением [кг/(Н-м)1 массы к крутящему мо-
менту двигателя

<7с.п/Л1д.м.	(40)

Передняя подвеска. Нагруженность передней подвески опре-
деляют по нагруженное™ подвески в указанной выше комплек-
тации и упругого элемента в отдельности.

Нагруженность подвески оценивают отношением массы под-
вески G„ п к приходящейся на передние колеса массе Gj, умножен-
ной на 100 (для перехода к целым числам), т. е.

-^2-100.	(41)

Oj.c. и	'

Степень нагруженное™ упругого элемента G .a „ определяют
как отношением массы этой детали к нагрузке, ею воспринимае-
мой, т. е.

100.	(42)

01с. н

Условно массу неподрессоренных масс не принимают во вни-
мание и не вычитают из общей массы, приходящейся на передние
колеса.

Задняя подвеска. Нагруженность задней подвески опреде-
ляют параметрами, аналогичными параметрам оценки нагружен-
ное™ передней подвески, т. е.

100,	(43)

^2С. Н

где G3 „ — масса задней подвески; G2c. „ — масса, приходящаяся
на задние колеса;

юо,	(44)

Voc. Н

где G3-3 п — масса упругого элемента задней подвески.

Как для передней, так и для задней подвесок важно решить
вопрос о том, как сравнивать различные по типу упругие эле-
менты — листовые рессоры, пружины, торсионы, резиновые и
пневматические элементы. Упругие элементы, изготовленные из
стали, необходимо приводить к одному условному элементу, на-
пример к спиральным пружинам, как к наиболее распространен-
ным в легковых автомобилях упругим элементам. Переводной
коэффициент для массы определен в результате сравнения энерго-
емкости элементов. Этот коэффициент для рессоры равен 2,8—3,
для круглого торсиона составляет 1—0,8, для работающей на
сдвиг резины равен 0,2—0,1.
Резиновые элементы, работающие как на сдвиг, так и на кру-
чение, желательно сравнивать только с аналогичными элементами.
Аналогичного подхода требуют и пневматические элементы ввиду
особой специфики их конструкции.

Амортизаторы. Оценочным параметром для амортизаторов
является отношение массы их комплекта к снаряженной массе
автомобиля

Ga.c/GCH.	(45)

Такой способ оценки вполне оправдан, так как демпфирующая
способность амортизатора связана с его диаметром и ходом,
(физическим объемом). Однако при наличии защитных кожухов
их массу учитывают дополнительно, прибавляя или вычитая ее
из общей массы, в зависимости от того, какой амортизатор принят
в качестве базового.

Механизм рулевого управления. При отсутствии усилителя
нагрузка, прилагаемая к рулевому колесу, зависит от двух фак-
торов: массы, приходящейся па передние колеса, и передаточного
числа системы рулевого управления. С этими же факторами свя-
заны и размеры передающих вращение элементов рулевого меха-
низма. Поэтому для определения нагруженности рулевого меха-
низма можно использовать условный параметр —- отношение на-
грузки к передаточному числу рулевой системы. Соответственно
нагружеиность рулевой системы будет выражаться отношением
массы, приходящейся на передние колеса при нагрузке G1CII,
к кинематическому передаточному числу ирк:

Glcll/«p. к.	(46)

Кузов. Значительные трудности представляет оценка нагру-
женности кузова, что связано с разнообразием форм и конструк-
ций его отдельных элементов, а также с комплектацией, т. е. нали-
чием или отсутствием съемных деталей (стекла дверей, крышки
капота и багажника), влияющих на прочностные качества кузова.

Наиболее правильно было бы оценивать неокрашенный кузов
в сборе, но без дверей, стекол и оборудования. Однако такие
данные по кузову получить трудно, особенно если необходимо
оценить зарубежные образцы. В НАМИ для испытаний по опреде-
лению жесткости принято использовать окрашенные кузова
с электропроводкой и обивкой, но без переднего и заднего сидений,
стекол дверей, крышек багажника и капота. Именно с такой
комплектацией оценивают нагружеиность кузова. Массу кузова
в подобном состоянии нетрудно установить, не выводя кузов из
строя.

Прежде всего определяют удельную массу кузова, равную
отношению (кг/м2) его массы GK к площади горизонтальной проек-
ции FK автомобиля, т. е.

GK/FK.	(47)
После взвешивания кузов в указанной выше комплектации
испытывают па закручивание. Для этой цели его закрепляют в точ-
ках, соответствующих положению осей передних и задних колес,
и закручивают, определяя величину крутящего момента, необ-
ходимого для поворота кузова на 1°. Взяв отношение (Н-м/°)
крутящего момента Л4крк к углу поворота ср, получают крутиль-
ную жесткость

г,	Л/Кр.к	(48)

Окр.ж—

Крутильная жесткость связана с базой автомобиля, поэтому
важным параметром является крутящий момент, необходимый для
закручивания участка несущей системы единичной длины на еди-
ничный угол, или так называемая удельная (Нм-м/°) крутиль-
ная жесткость кузова

0Кр. ж = СКр. ж^>	(49)

где b — база, м.

После получения этих вспомогательных параметров опреде-
ляют крутильную нагружеиность кузова, равную отношению
Н-м.м/(°-т) удельной крутильной жесткости кузова к массе ку-
зова GK:

g:p.«=^.	(50)

Кроме кручения кузов подвергается также изгибу, поэтому
его нагружают для определения деформации изгиба. В этом слу-
чае кузов укрепляют на призмах в тех же точках, что и при за-
кручивании, и нагружают сосредоточенной силой, приложенной
в середине базы кузова и равной полной нагрузке автомобиля.

Изгибная жесткость (кге/мм) равна отношению нагружающей
массы к деформации f, т. е.

Сц.ж~ РН. к/f-	(51)

Если умножить эту жесткость на базу автомобиля в третьей
степени и разделить на 100, то получим новый показатель —
удельную изгибную жесткость (кгс.м3/мм)

с;,ж=с;.жб7юо.	(52)

Последним параметром является изгибная нагружеиность ку-
зова, равная отношению [кгс-м3/(мм-т)| удельной изгибной же-
сткости к массе кузова, т. е.

Си. Ж — Си. ж/Ск-	(53)

Отметим, что подобные испытания кузова можно проводить
и при наличии дверей, капота и крышки багажника. Однако
ЕЮЭИф ИЙОф			10,8	1	о
ОС онаа	16,6	16,6	9*6	12,2	ЬО IQ
Z2I хеиф	9,8	9,8	ОО	6,5	xb СО
О1ГОЦ ноаБаэячиоф	12,3	11,5	4,6	6,3	1
1012 EVH	86‘6	9,92	8,73	5,49	34,12
«вО^-ЬИвЯЭОМ*	CO	1	12,8	ОО 00	53,3
xiaWe^i Ч1ГЭИО	9,5	S‘6	ОО  ОО		35,3
□OBIfJ 3HEJ	9*01	9‘0I		7,4	35,7
91 онэа	I‘OS	1	10,2	11,5	41,8
9W000I е^оиЩ	10,7	o'	8,8	10,3	45,5
□AhXbjl Ь*Й0ф	24,4	1	6,5	8,3	39,2
0011 onddow	8,2	8,2	8,3		32,1
J02 ожэц	1  7,5 J	7,5	1  6,4	5,6	
еь*Лкис1ц имнеиродХу	СЧ		СО	14,5	52,8
Наименование	Сиденье водителя, кг	Пассажирское переднее сиденье, кг	Заднее сиденье (подушка), кг	Заднее сиденье (спинка), кг	Общая масса сидений, кг
полученные при этом данные будут отличаться от предыдущих
примерно на 30—35% в сторону увеличения жесткости. Необхо-
димо выбрать какой-либо один метод измерений и собрать соот-
ветствующий материал для анализа1.

Для оценки массы сидений используют отношение массы си-
денья (переднего или заднего) к числу пассажиров

Gc. у = Сс«д/"0	(54)

где т — число пассажиров.

Масса сидений легковых автомобилей приведена в табл. 27.

Не менее важно оценить массу стекол современного автомо-
бильного кузова, так как в настоящее время они составляют
значительную часть общей массы кузова в сборе, по без сидений
(табл. 28).

Отдельно, по такой же методике оцениваются и приборы
электрооборудования.

Удельные показатели массы узлов автомобилей отечествен-
ного и зарубежного производства приведены в табл. 29—32.

Выводы. На основании данных табл. 29—32 с достаточной
степенью вероятности можно констатировать следующий харак-
тер изменения удельных показателей масс для автомобилей в за-
висимости от их классов. Удельная масса сцепления снижается
по мере увеличения размеров двигателя и возрастания его крутя-
щего момента. Удельный диаметр сцепления уменьшается с повы-
шением класса автомобиля. Удельное межцентровое расстояние
коробок передач уменьшается от низшего класса к высшему.

Изменение удельных показателей элементов трансмиссии свя-
зано с тем, что по мере увеличения запаса по крутящему моменту
двигателя частота пользования сцеплением и коробкой передач
снижается.

Удельная пагруженпость подвесок уменьшается по мере
увеличения массы автомобилей. Очевидно, в этом случае прини-
мают во внимание те инерционные динамические нагрузки, кото-
рым в большей степени подвержены тяжелые и быстроходные
автомобили. Удельная пагруженпость упругих элементов также
уменьшается по мере возрастания массы и скорости автомобиля,
что связано с повышением его класса. Однако эта величина умень-
шается очень незначительно.

Автомобили, выпускаемые в СССР, имеют больший запас проч-
ности по агрегатам ходовой части (до 30"») по сравнению с авто-
мобилями США, но почти такой же, как у автомобилей, выпускае-
мых в Западной Европе.

Амортизаторы на всех обследованных автомобилях имели
мало отличающиеся показатели нагруженности.

1 В настоящее время подобный методе использованием аналогичных удель-
ных показателен, применяют в ФРГ для оценки жесткости кузовов.

7 РоДИОНОВ В. Ф.	193
* Параметры стекол автомобилей

Таблица 28

	Наименование	Автомобиль									-
		Аутобианки Примула	Пежо 204	Моррис 1100	Форд Таунус 12М	Шкода 1000 ME	Рено 16	
	Общая площадь сте кол, м2  Угол наклона боковых стекол  Общая масса стекол, кг  Стекло ветрового окна:	1,749	1,960	2,075	1,778	1,829	2,338	
		12° 30'  (ПЛ(  20,504	14° эские)  25,513	14° 30' (гнутые) 27,008	12°  23,140	14’ 30'  (пл 23,823	11’ эские) 30,402	
	угол наклона к гори- зонтали (по оси ку- зова). °	44	43	46	45	47	49	
	площадь (разверт- ка). м2	0,595	0,602	0,547	0,590	0,565	0,625	
	тип стекла толщина, мм	Зака 4,5	ленное  5,0	Триплекс 5,0		Закаленное	—	
	Поворотное стекло пе- редней двери:				О,и	5,0	5,0	
								
	площадь, м2 тип стекла толщина, мм  Опускное стекло перед-	0,052 Закаленное 4,38	Нет	0,040 Триплекс 5,08	0,037  Зака 4,82	0,037 денное  5,13	Нет	
	ней двери:							
	площадь, м2 тип стекла	0.165	0,202	0,190  Зака	0,132 ленное	0,140	0,233	
	толщина, мм  Опускное стекло задней	4,91	4,85	4.91	4,78	5,30	4,92	
	двери:							
	площадь, м‘2  тип стекла толщина, мм  Поворотное	стекло	Нет	0,227  4,87	0,207 Закаленное 5,30	0,165  4,78	Нет	0,265 Закаленное 4,98	
	задней двери:				1			
					i	1	/	
	площадь, м2	Нет	I  Нет	Нет	Нет	\	0,047	\  Закаленное \	Нет  — \	
	тип стекла	—			—	5.13	-	1
	толщина, мм	—						1
1	Глухое стекло задней							
	двери:  площадь, м2 тип стекла	Нет	Нет	0,042  Т риплекс 5,0	0,065  5,0	0,142 Закаленное 5,0	Нет  .—	
	толщина, мм  Поворотное стекло окна		1					
								
	боковины: площадь, м2 тип стекла	0,057 Закаленное	Нет	Нет	Нет	Нет	Нет 	|	
	толщина, мм	4,48	—					
	Глухое стекло окна бо-							
	ковины:  площадь, м2	0,202	Нет	Нет	Нет	Нет	0,076 Закаленное	
	тип стекла	Закаленное	—				5,0	
	толщина, мм	4,5	— '					
	Стекло заднего окна: площадь (разверт-	Нет	0,500	0,570	0,390	0,532	Нет	
	ка), м-				Закаленное			
	тип стекла		5,0	5,0	5,0	5,0	—	
	толщина, мм  Стекло третьей или пя-							
								
	той двери: площадь (разверт-	0,202	Нет	Нет	Нет	Нет	0,565	
	ка), м2							Закаленное	
	тип стекла	Закаленное	—				5,0	
	толщина, мм	4,5							

Примечания- 1. Плотность стекол принята равной 2 6 г/см’, а толщина равна
2. Толщина глухих стекол предположительна, так как замеры нс про

4,5 и 5,0 мм (по глухим стеклам).

to
СЛ
CO

° Удельные показатели массы для автомобилей особо малого класса

Таблица 29

Наименование	Автомобиль								
	3A3-9G5A «Запо- рожец*	Фиат 600	БМВ 600	Трабапт	Принц	Рено  Дофин	Ми ни	Фольк- сваген Поло	Фиат 127
Силовая передача и сцеп гение  Отношение массы сцепле-	0,472	0,697	0,54	0,407		0,342		0,472	0,595
ния к крутящему моменту, кг/(кгс • м)  Отношение диаметра сцеп-	3,71	3,88	4,05			2,48			
ления к крутящему момен- ту, см/(кгс-м)  Отношение массы силовой	6,72	7,78	8,36	5,85		4,4		4.54	5,92
передачи к крутящему момен- ту, кг/(кгс-м)  Отношение расстояния мс-	1,26	1,61	1,75			1,02			
жду валами коробки передач к крутящему моменту, см '(кгс • м)  Передняя подаеека  Масса подвески, приходя-	12,2	9,35	10,6	14	7,95	9,1	8,05	7,31	7,03
щаяся на 100 кгс нагрузки, кг Масса упругого элемента,	2,45	3,9	1,16	6,5	.—.	1,8	0,9	2,12	1.93
приходящаяся на одно колесо, кг  Масса упругого элемента	1,26	2,3	0,68	3,371,1 *		0,915	0,336  ,1	1,01	0,87
.передней подвески, приходя- щаяся на 100 кгс нагрузки, кг									/

Задняя подвеска  Масса подвески, приходя-	7,05	6,05	5,46	8,2	8,4	6,96	1	\		7,7	\  ।
							10,1	7.3	
щаяся на 100 кгс нагрузки, кг । г\1асса упругого элемента, приходящаяся па одно колесо,	3,42	2,9	2,3	6,0	—	2,55	0,9	1,45	2,21 *
кг  Масса упругого элемента	1,18	1,07	0,885	2,34/0,78 *	—	0,9	0,416	0,29	0,45
задней подвески, приходящая- ся на 100 кгс нагрузки, кг									
Амортизаторы									
Отношение массы комплекта	0,955	0,89	0,51	1,08	—	0,482	0,412	—	1,1
амортизаторов к массе автомо- биля, приходящейся па перед-									
нюю ось, °0  Отношение массы комплекта	0,545	0,466	0,414	0,794	—	0,365	0,557	0,6	1,5
амортизаторов к массе автомо- биля, приходящейся на зад-									
нюю ОСЬ, ’(I									
Рулевое управление									
Отношение массы, приходя- щейся па передние колеса, к передаточному числу руле- вого механизма	30,2	26,1	22,2		30,7	16,4	33,4		
Кузов									
Масса кузова (без сидений), приходящаяся па 1 м2 гори- зонтальной проекции автомо- биля, кг/м2	67	56,1	66,5	51,5	54  1	49,5	54,6		

* С учетом коэффициента использования упругого элемента.
CD

Удельные показатели массы для автомобилей малого класса первой группы

Наименование	Форд Таунус 12М	Пежо 204	Лутобпанки Примула	Фиат 124	Опель Кадетт
Силосич передача и сцепление					
Отношение массы сцепления к кру- тящему моменту, кг/(кгс-м)	0,448	0,465	0.54	0,663	0,407
Наружный диаметр сцепления, см	19	18,15	18,8	18,1	17,02
Отношение диаметра сцепления к крутящему моменту, см/(кгс-м)	2,38	2,15	1,98	2,26	2,36
Расстояние между валами коробки передач, см	—	6,4	6,8	6,7	7,1
Отношение расстояния между ва- лами коробки передач к крутящему моменту, см (кге-м)	—	0,76	0,715	0,838	0,99
Передняя подвеска					
Масса подвески, приходящаяся на 100 кгс нагрузки, кг	7,55	8,85	6,4	10,25	10,2
Масса упругого элемента, приходя- щаяся на одно колесо, кг	6,95	2,695	6,8	2,79	6,5
Масса упругого элемента, приходя- щаяся на 100 кгс нагрузки, кг	2,16/0,72 *	0,865	2,11/0,705 *	1,05	2,9/0,97 *

Продолжи н и v та б л. 30

Наименование	Форд  Таунус 12М	Пежо 204	Аутобианки Примула	Фиат 124	Опель  Кадетт
Задняя подвеска					
Масса подвески, приходящаяся на	7,6	10,9	9,4	7,11	4,4
100 кгс нагрузки, кг  Масса упругого элемента, приходя-	7,23	3,11	6,5	3,24	6,4
щаяся па одно колесо, кг  Масса упругого элемента, приходя- щаяся на' 100 кгс нагрузки, кг	2,41/0,803 *	1,13	2,4/0,8 *	1,22	2,33/0,778 *
Л мортиваторы					
Отношение массы комплекта амор-	0,612	0,96	0,52	0,505	—
тизаторов к массе автомобиля, прихо- дящейся па переднюю ось, %	0,81	1,06	0,46	0,57	
Отношение массы комплекта аморти-					
заторов к массе автомобиля, прихо- дящейся на заднюю ось, %					
Рулевое управление					
Отношение массы, приходящейся на передние колеса, к передаточному чис- лу рулевого механизма, кг	31,1	33,6	30,3	32,4	28
Кузоз					51 5
Масса кузова (без сидений), прихо- дящаяся на 1 м2 горизонтальной про- екции автомобиля, кг,м2	55,8	59,9	61,2	58,5	
					
* С учетом коэффициента использования упругого элемента.					
° Удельные показатели массы для легковых автомобилей малого класса второй группы

Наименование	Автомобиль и год начала выпуска					
	«Москвич- 108», 1963	«Москвич-112», 1968	Рено 16, 1965	Форд Тау- hvc 17М, 1960	Опель Рекорд, 1958	Воксхолл Виктор.  1939
Силовая передача и сцепление Отношение массы сцепления к кру-	0.493	0.58	0,492	0,508	0,47	0,39
тящему моменту, кг, (кгс-м) Наружный диаметр сцепления, см	18,4	20,4	20.0		20,54	18, 0
Отношение диаметра сцепления	1,87	1,79	1.85	—	1,92	1,72
к крутящему моменту, см. (кгс-м) Расстояние между валами коробки	6,5	6,5	7,05		6,58	6,44
передач, см  Отношение расстояния между ва-	0,665	0,57	0,652			0,618	0,611
ламп коробки передач к крутящему моменту, см (кгс-м)  Отношение массы корооки передач	2,06	1,76		1,78	1,65	2,3
к крутящему моменту (только для автомобилей с отдельно расположен- ной коробкой передач), кг. (кгс-м)  Передняя подеески  Масса подвески, приходящаяся на	10,8	10,8	9,0	10.3	9,2	8,68
100 кгс нагрузки, кг  Масса упругого элемента, приходя-	6,75	6,75	2,14	2,87	3,2	3,1
щаяся на одно колесо, кг  Масса упругого элемента передней	2,1	2,1	0,56	0,86	1,05	0,913
подвески, приходящаяся на 100 кгс нагрузки, кг						

Продолжение табл. 31

	—		Автомобиль и год на»		ала выпуска		
Наименование	«Москвич-408», К 65	«Москвич-412», 1168	Рено 16, 1165	Форд Тау- нус 17М, 196’J	Опель Рекорд, 1938	Воксхолл Виктор, 1959
				—.						
Задняя подвеска  Масса подвески, приходящаяся на 100 кгс нагрузки, кг  Масса упругого элемента, приходя- щаяся на одно колесо, кг  Масса упругого элемента задней подвески, приходящаяся па 100 кгс нагрузки, кг	9,18  10.0  2,9.0,97 *	9,18  10,0  2,9/0,97 *	10,85  3,08  0,95	8,85  8,30  2,4/0,805 *	8,65  10,0  3,14/1,045 *	8,52  10,7  3,17/1,055 *
Амортизаторы  Отношение массы комплекта амор- тизаторов к массе автомобиля, при- ходящейся па переднюю ось, кг  Отношение массы комплекта амор- тизаторов к массе автомобиля, прихо- дящейся па заднюю ось, кг	0,42  0,61	0,42  0,61	0,464  0,675	—	0,327  0,47	0,368  0,473
Рулевое управление  Отношение массы, приходящейся на передние колеса, к передаточному чис- лу рулевого механизма, кг	37,6	37,6	28,2	42,2	34,6	32,4
Л'цзов  .Масса кузова (без массы сидений), приходящаяся па 1 м2 горизонталь- ной проекции автомобиля, кг/.м-	68	68	62,2	62,3	53	63,5
* С учетом коэффициента иснользов	анпя упругого элемента.					
Наименование	Автомобиль								
	ГАЗ-21 «Волга»	Опель Капитан	Мерсе- дес-Бенц 220	Воксхолл Креста	Форд Зодиак	Фиат  1200	Шевроле Кор вей р	Крайслер Вельент	Рено 30
Силовая передача									
и сцепление									
Отношение массы	0,47	0,362	0,444	0,394	0,389	0,47	0.615	0.608	
сцепления к крутящему моменту, кг/ (кге -м)							(гидротрансформатор)		
Наружный диаметр	25,4	20,0	22,8	19	21,7	.	.		.		
сцепления, см									
Отношение диаметра	1,493	1,095	1,18	1,28	1,24					
сцепления к крутящему моменту, см/(кгс-м)  Расстояние между ва- лами коробки передач,	25,4	—	—			—	—	—	
									
				—	—				
СМ									
Отношение расстоя- ния между валами ко-	0,438	—	—	—	—	—	—	—	
робки передач к крутя- щему моменту, см/(кгс • м)									
Отношение массы ко-	1,64	1,04	1,48	1,62	2,04	2,08				
робки передач к крутя- щему моменту, кг/(кгс-м)									
									
									
Передняя подвеска Масса подвески, при-	9,0	9,2	9,5	9,1	8,8	10,65	8,17	7,9	
холящаяся на 100 кге нагрузки, кг  Масса упругого эле- мента, приходящаяся на одно колесо, кг	5,55	3,47	5,98						
									
				3,18	3,55	4,38	1,89	2,93	
									
Масса упругого эле-	1,26	0,88	1,36	0,76	0,86	1,082	0,596	0,704	
мента. приходящаяся на 100 кге нагрузки, кг									
									

Задняя подсеска  Масса подвески, при-	10,2	7,9	4,5	7,6	10,3	7,7	6,6	8,4
ходящаяся на 100 кге нагрузки, кг				9,83	16.1	3,91		
Масса упругого эле- мента, приходящаяся на одно колесо, кг	15,63	11	5,675				3,77	11,42
Масса упругого эле- мента. приходящаяся на 100 кге нагрузки, кг  Амортизаторы	3,2/1,07 *	2,6/0,87 *	1,14	2,4/0,8 *	3,7/1,23 *	0,88	0,82	2,6/0,87 *
Отношение массы комплекта амортизато- ров к массе автомобиля, приходящейся на пе- реднюю ось, "о	0,308	0,3	0,44	0,33		0,62	0,35	0,35
Отношение	массы  комплекта амортизато- ров к массе автомобиля, приходящейся на зад- нюю ось, %  Рулевое управление	0,44	0,377	0,34	0,44		0,54	0,25	0,41
Отношение массы, приходящейся на перед- ние колеса, к переда- точному числу рулевого управления, кг  Кузов	18,3	42,2	38,4	50,3—  30,8	46,4	49,4	35,2	53
Масса кузова (без мас- сы сидений), приходя- щаяся на 1 № горизон- тальной проекции авто- мобиля, кг, м2	79	64,1	61,4	68,4	70,7	77,2	74	68

С учетом коэффициента упругого элемента.
Чем выше класс автомобиля, тем больше нагрузка на единицу
передаточного числа рулевого механизма, поэтому на моделях
среднего и последующих классов в настоящее время применяют
гидроусилители, а ранее значительно увеличивали передаточное
число до (28—30). Последнее неудобно, и в настоящее время при
движении со скоростями свыше 120—130 км/ч это увеличение
не рекомендуется.

Оценивая и сравнивая кузова автомобилей различных кон-
струкций и классов, нельзя сделать выводы, аналогичные выводам
по узлам шасси. Можно только утверждать, что разница в проч-
ностных показателях кузовов не зависит от класса автомобиля,
а является функцией силовой схемы. Несущие кузова, выполнен-
ные по старым конструктивным схемам, имеют большие удельные
массы и меньшие абсолютные и относительные показатели же-
сткости. Кузова, выполненные по одинаковым конструктивным
схемам, даже если они изготовлены разными фирмами, имеют
мало отличающиеся показатели. Кузова, выполненные по более
совершенным силовым схемам, имеют повышенные показатели
прочности и степени использования материала.

§ 48.	Определение координат центра тяжести автомобиля

При рассмотрении процесса создания эскизной компоновки
было отмечено, что во время размещения агрегатов и расположе-
ния сидений необходимо проверять распределение нагрузок по
осям. В случае неблагоприятных результатов приходится пере-
двигать сиденья водителя и пассажиров и переносить топлив-
ный бак, аккумуляторную батарею и запасное колесо из багаж-
ного отделения в подкапотное пространство или наоборот.

Для определения координат центра тяжести вычерчивают
в удобном масштабе вид сбоку автомобиля со всеми агрегатами
и наносят центры тяжестей пассажиров и водителя. Затем опреде-
ляют центр тяжести каждого агрегата. Если агрегаты уже по-
строены, то их центры тяжести определяют взвешиванием. Если
же они только запроектированы, то для этой цели используют
упрощенный метод, заключающийся в проведении из четырех
крайних точек агрегата, начерченного в масштабе 1 : 1 (рис. 82)
двух диагоналей, точка пересечения которых будет приблизи-
тельно центром тяжести. Если какой-нибудь элемент агрегата
тяжелее других, например маховик двигателя, а занимаемая им
площадь на чертеже относительно мала, то агрегат первоначально
делят па части. После определения центра тяжести каждой части,
зная общую массу агрегата, подсчитывают массу этой наиболее
тяжелой части, а затем находят общий центр тяжести. Массу
пассажира принимают равной 70 кг, а абсциссу его центра тя-
жести располагают па расстоянии 200 мм от нижней точки спинки
сиденья.

Найденные таким образом центры тяжести агрегатов наносят
па чертеж. Затем определяют абсциссы каждого центра тяжести
204
агрегата, принимая за начало координат пересечение вертикали,
проходящей через центр переднего колеса с линией грунта
(рис. 83).

Если обозначить массы агрегатов и пассажиров через Gi,
G>, G-л, Gi и т. д., а полную массу автомобиля через G?, то ко-
ординату 1а центра тяжести автомобиля можно определить из
уравнения

Ga/<I = Gi/i + Go/4-]-...,	(55)

откуда искомое расстояние 1а будет равно

g;z;+gZ +

G„

(56)

Зная la, Ga и базу автомобиля Ь, можно определить распре-
деление нагрузок по осям из уравнений моментов:

г Galt> .	,-7А

+ V	(0/)

где 1а — расстояние от центра тяжести до передней оси; 1Ь —
расстояние от центра тяжести до задней оси.

Если масса, приходящаяся на задние колеса, больше указан-
ной в техническом задании, то не меняя базы, можно перемещать
оба сиденья вперед или увеличивать базу, не перемещая сидений
относительно передней осп. Смещать одно сиденье относительно
другого не рекомендуется, так как это нарушает компоновку пас-
сажирского помещения. Перемещение указанных выше агрегатов
(аккумуляторной батареи, топливного бака, запасного колеса)
допустимо лишь при обеспечении надежности коммуникаций
и исключении неудобств, которые могут возникать при обслужива-
205
cMZ ’ШН<№пиШЭН1

_____ЗУ/л \ f mi till mu a, g
77 ifowvn.li/ 4i iwngddc&gou

'(Юдъин динзпииц

мд’ЬТ'шщ tn ищшшош п гиду 'ytiizug

г х д? Чма if оу

гм os ‘ пьпмюыскгш
л vujagQiW ннщтЁ

Wffyl 4<HfoWD3JOH

^Ol ЧпэЯшчд vi-idw^nj
гн$г*? 'ddogs g goctig
ЗУ z <WH3ldf)(iW3Hn 77

гулы. 'iqdnwDawii
пип автомобиля п пользовании багажником. Это особенно важно
для автомобилей с задним расположением двигателя

Изменения нагрузок по осям подсчитывают следующим обра-
зом. Если G' — масса любой перемещаемой части автомобиля,
а Ах — перемещение, то изменение нагрузок по колесам

AG' = G' Ах/й.

Новая нагрузка на ось

G], о = Gi, 2 ± AG •

(59)

(60)

В

случае необходимости

можно найти координату центра

тяжести по высоте, пользуясь тем же методом.

Глава VIII

Техническое задание и эскизный проект

Порядок разработки, рассмотрения и утверждения технического
задания определен отраслевым стандартом Министерства авто-
моби чыюй промышленности (ОСТ 37.001.508). Техническое за-
дание является исходным техническим документом для разра-
ботки автомобиля и конструкторской документации на него.

Проект технического задания составляет разработчик — пред-
приятие-изготовитель или проектно-конструкторская организация
по поручению Министерства автомобильной промышленности на
основании утверх,ценного типажа, плана опытно-конструкторских
работ и других директивных документов, а также технических
требований заказчика или основного потребителя, если они пред-
ставлены разработчику. Предприятие-изготовитель может подго-
товить техническое задание и по собственной инициативе.

Исходное положение при составлении технического задания
следующее: вновь создаваемый автомобиль, имеющий народно-
хозяйственное значение, должен обеспечивать экономические
преимущества ио сравнению с тем автомобилем, который он дол-
жен заменить. Автомобили, не имеющие народнохозяйственного
значения (например, представительский автомобиль высшего
класса), должны обеспечивать более высокие эксплуатационные
показатели, иметь лучшие динамические качества, большую ном-
ер ортабелыюсть, безопасность конструкции и т. д.

§ 49.	Технические требования заказчика
или основного потребителя

Технические требования заказчика или основного потребителя
должны содержать:

технико-экономическое обоснование с указанием лимитно i
цены автомобиля;
условия эксплуатации автомооиля и режим его раооты;
технические параметры и характеристики;

ресурс;

объем выпуска;

требования по безопасности конструкции и санитарно-техниче-
ским нормам;

требования по патентной чистоте и выполнению стандартов,
правил и рекомендаций международных организаций;

требования к архитектурно-ходожествениому оформлению;

дополнительные требования по усмотрению заказчика пли
основного потребителя.

Если технические требования недостаточно полны для раз-
работки проекта, то разработчик в праве сам установить недо-
стающие требования.

Техническое, задание, как правило, должно состоять из сле-
дующих разделов;

назначение и область использования;

технические требования;

экономические показатели и лимитная цепа;

стадии и этапы разработки;

приложения.

В разделе Назначение и область использования указывают
следующее: класс автомобиля по утвержденному типажу и его
назначение (индивидуальное или служебное использование, такси
и т. п.); дорожные и климатические условия эксплуатации (кате-
гория дорог, предельные значения температуры и влажности
окружающего воздуха); возможность поставки на экспорт; наи-
менование и обозначение модели, которую должен заменить раз-
рабатываемый автомобиль; обозначение автомобиля по обще-
союзному классификатору промышленной и сельскохозяйствен-
ной продукции; полное наименование документа, па основании
которого разрабатывается автомобиль.

Раздел Технические требования состоит из следующих под-
разделов:

принципиальная схема и основные показатели автомобиля;

требования к долговечности;

требования к эксплуатационной технологичности;

требования к унификации и стандартизации;

требования к безопасности конструкции;

эстетические требования;

эргономические требования;

требования к патентной чистоте;

требования к эксплуатационным материалам;

требования к храпению;

специальные требования но усмотрению разработчика.

В подразделе Принципиальная схема и основные показатели
автомобиля указывают следующее: расположение двигателя (пе-
реднее, заднее, продольное, поперечное); ведущие колеса (перед- _
208
jiiie, задние); тип кузова (закрытый, открытый, седан, лимузин,
кабриолет и т. д.); несущую систему (несущий кузов, рама);
число мест; габаритные размеры; базы; радиус поворота; дорож-
ные просветы; массу автомобиля в неснаряженном состоянии;
рабочий объем и мощность двигателя; наибольшую скорость
движения; время разгона с места до 100 (60) км/ч и т. д.

В подразделе Требования к долговечности указывают пробег
до капитального ремонта, определяемый требованиями типажа
легковых автомобилей на период 1981 —1990 гг., а также гаран-
тийный пробег и срок коммерческой гарантии. В подразделе
Требования к эксплуатационной технологичности дают периодич-
ность смены масла в двигателе, трудоемкость обслуживания 1,
смазку, регулировку, проверку и необходимый текущий ремонт
в чел. ч на 1000 км пробега. В подразделе Требования к унификации
и стандартизации приводят требования по использованию покупных
и уже освоенных производством изделий; для семейства автомоби-
лей перечисляют унифицированные агрегаты и основные детали.

В подразделе «Требования к безопасности конструкции» ука-
зывают следующее:

меры, направленные на повышение безопасности движения
автомобиля (усилитель рулевого управления, антиблокировочная
система тормозного управления, очистка и обмыв ветрового и
заднего стекол, очистка и обмыв фар, зеркала заднего вида,
сигнализация т. д.);

меры, направленные на снижение травматизма водителя и
пассажиров (энергопоглощающая рулевая колонка, блокировка
замков дверей с места водителя, безосколочные стекла, мягкий
козырек панели приборов, мягкая подкладка обивки крыши, тип
ремней безопасности и т.д.);

меры, предупреждающие травмирование пешеходов (исключе-
ние острых выступающих частей);

меры, направленные па снижение утомляемости водителя
(микроклимат в салоне, уровень внутреннего шума и т. д.); сюда
также вводят требования к допустимому содержанию вредных
составляющих в отработавших газах или дают ссылку на соответ-
ствующий документ.

В подразделе Эстетические требования обусловливают внешние
формы и внутреннюю отделку. Например, внешние формы должны
соответствовать существующим тенденциям развития, в них пе
должны быть использованы архитектурные решения, заимство-
ванные к других известных автомобилей, внешние формы должны
быть четко выражены, подчеркивать динамичность автомобиля
и т. д. Внешние формы представительского автомобиля высшего
класса должны создавать впечатление солидности и строгой про-
стоты. Внутренняя отделка должна быть утилитарно простой и

1 Ежедневное обслуживание исключено, как нс определяющее трудоем-
кость обслуживания данного автомобиля.
не иметь специальных украшающих элементов или, наоборот —
быть роскошной.

В подразделе Эргономические требования указывают тре-
бования к обзорности, видимости контрольных приборов, доступ-
ности органов управления, к усилию на педали сцепления, уси-
лию на ободе рулевого колеса неподвижного автомобиля, стоя-
щего на дороге с покрытием определенного типа при повороте па
месте, усилию па тормозной педали для получения определенного
замедления (может быть и ссылка на ГОСТ), усилию на рычаге
привода стояночной тормозной системы при оттормаживании
автомобиля на уклоне и т. д.

Подраздел требования к патентной чистоте содержит пере-
чень стран, в отношении которых должна быть проведена про-
верка на патентную чистоту конструкции автомобиля и его агре-
гатов. В подразделе Требования к эксплуатационным материалам
указывают требования к топливу, смазкам, охлаждающей и тор-
мозной жидкостям и т. д. или приводят ссылки на соответству-
ющие ГОСТы. В подразделе Требования к хранению указывают,
где необходимо хранить автомобиль: на открытой площадке,
в холодном гараже, в теплом гараже.

Раздел Экономические показатели должен содержать следу-
ющее: годовой выпуск автомобилей; для такси — производитель-
ность (пассажиро-км/год), сумму затрат на одни пассажире-кило-
метр пробега и лимитную цену. Для автомобилей, не имеющих
народнохозяйственного значения, данный раздел опускают.

В разделе Стадии и этапы разработки приводят стадии
и этапы работ, при необходимости устанавливают их ориенти-
ровочные сроки завершения, а также устанавливают необходимое
количество опытных образцов и объем установочной партии.

В конце технического задания вводят примечание о том, что
все параметры при рабочем проектировании можно несколько
изменять, не ухудшая эксплуатационные качества автомобиля.
В техническом задании не должно быть излишнего уточнения
требований, связывающего разработчика. С другой стороны,
техническое задание должно быть детализировано для исключе-
ния возможности произвольного толкования и возникновения
разногласий с заказчиком или основным потребителем.

В приложении к техническому заданию дают пояснительную
записку по произвольной форме с обоснованиями предъявляемых
требований и выбора технических решений, с предварительным
чертежом эскизной компоновки автомобиля, с черно-белыми пли
раскрашенными эскизами, изображающими автомобиль в различ-
ных ракурсах, а также (желательно) с фотоснимками макета
внешнего вида автомобиля в маштабе 1 : 5 или 1 : 10.

К техническому заданию прилагают также «интегральную
оценку» технического уровня и качества проектируемого автомо-
биля по сравнению с аналогами, а в случае отсутствия анало-
гов — по сравнению с ранее выпускавшейся моделью.
§ 50.	Выбор параметров и показателей проектируемого
автомобиля и утверждение технического задания

Все параметры и показатели автомобиля, указанные в тех-
ническом задании, можно разделить на три группы.

1.	Исходные параметры и показатели, устанавливаемые за-
казчиком (основным потребителем) или директивными докумен-
тами (утвержденный типаж, государственные и отраслевые стан-
дарты. рекомендации международных организаций): назначение
автомобиля; число мест; масса автомобиля; рабочий объем дви-
гателя; запас хода; тип топлива; полезный объем багажника
и т. д.

2.	Параметры и показатели, устанавливаемые при разработке
эскизной компоновки автомобиля: габаритные размеры; база;
размер колеи; радиус поворота; дорожный просвет и т. д. Сюда
относят также принципиальную схему автомобиля, если опа
не была задана заранее.

3.	Параметры и показатели, рассчитываемые на основе за-
данных величин, анализа статистических данных и литературных
источников, результатов изучения автомобилей-аналогов и су-
ществующих тенденций развития: мощность двигателя; макси-
мальная скорость; время разгона с места до скорости 100 (80) км/ч;
расход топлива и т. д.

При назначении параметров и показателей всех трех групп
широко используют удельные показатели и приближенные методы
расчета.

Для утверждения проект технического задания разработчик
направляет на заключение в следующие инстанции.

1.	Заказчику, а при его отсутствии организациям-потребите-
лям: Министерству автомобильного транспорта РСФСР — все
автомобили; Министерству торговли СССР — автомобили инди-
видуального пользования; Министерству внешней торговли —
автомобили, предназначенные на экспорт; другим организациям
по усмотрению разработчика.

2.	Базовой экспертной организации отрасли по стандарти-
зации — Научно-исследовательскому автомобильному и автомо-
торному институту (НАМИ) для определения соответствия пока-
зателей проектируемого автомобиля современному техническому
уровню, для проверки выполнения требования безопасности и
санитарно-технических норм, а также для проверки соблюдения
государственных и отраслевых стандартов и рекомендация между-
народных организаций.

3.	Госавтоинспекции для проверки технического задания
с точки зрения соблюдения требований, обеспечивающих безо-
пасность дорожного движения.

На основании полученных заключений разработчик составляет
сводку отзывов и вносит необходимые изменения в проект техни-
ческого задания. Этот проект рассматривают на совещании в Ми-
нистерстве автомобильной промышленности СССР с участием орга-
низаций, давших перечисленные заключения. В результате такого
рассмотрения составляют протокол, утверждаемый Заместителем
Министра, после чего техническое задание вступает в силу.

§ 51.	Эскизный проект

Эскизный проект состоит в разработке эскизной компоновки,
поиске архитектурного решения внешних форм и интерьера,
а также в проверках, подтверждающих правильность сделанного
выбора.

Эскизная компоновка — начальный этап общей компоновки
автомобиля. В ходе эскизной компоновки устанавливают пред-
варительные размеры и относительное расположение основных
частей автомобиля, положение водителя, пассажиров и их багажа.
Если принципиальная схема автомобиля не была установлена
заранее, то на этом этапе прорабатывают несколько вариантов
схем. Чтобы остановиться на том пли ином варианте схемы при-
нимают во внимание габаритные размеры автомобиля, массу,
распределение масс по мостам (осям), комфортабельность посадки,
удобство входа и выхода, доступность агрегатов (в первую очередь
двигателя) для обслуживания и ремонта, а также технологич-
ность и стоимость производства.

Опыт показывает, что разработку всегда следует начинать
с установившейся принципиальной схемы. Только после того, как
будет установлена ее непригодность или нецелесообразность для
данного конкретного случая, переходят к исследованию ориги-
нальных схем. Отказ от изучения известных принципиальных
схем приводит к неполному выявлению преимуществ новой схемы
по сравнению с известными проверенными на практике решениями.

Предварительный чертеж эскизной компоновки и иллюстрации,
дающие представление о принципиальном архитектурном решении
внешних форм автомобиля, должны входить составной частью
в проект технического задания. Поэтому работы над эскизной
компоновкой следует начинать почти одновременно с работами
над техническим заданием, чтобы к моменту его утверждения
достичь определенной степени проработки.

Чертеж эскизной компоновки (см. рис. 56) можно выполнять
в масштабе 1 : 5 или 1 : 10. Опыт показывает, что, с одной сто-
роны, это обеспечивает точность, достаточную для данного этапа
проектирования, а с другой стороны—подобный чертеж удобен для
внешнего восприятия, работы, хранения и требует меньшей за-
траты времени на вычерчивание. На чертеже экскпзной компоновки
показывают автомобиль в впде сбоку и сверху, спереди и сзади,
а также необходимые сечения. Автомобиль изображают движу-
щимся влево в проектном положении по высоте относительно
поверхности дороги.

Исходным материалом для разработки эскизной компоновки
являются предварительные чертежи с габаритными размерами
212
основных агрегатов автомобиля. При практическом проектирова-
нии почти всегда частично используют уже готовые освоенные
производством или разработанные при создании конструкторского
задела агрегаты, о которых имеется исчерпывающая информация.
При разработке эскизной компоновки используют имеющийся опыт
проектирования, постройки и доводки предшествовавших моделей
автомобилей, увязочные схемы, чертежи общих видов, отчеты
по испытаниям, а также данные по обмерам автомобилей, которые
ио своим параметрам близки к проектируемому.

Для вновь создаваемых агрегатов предварительные «габарит-
ные» чертежи разрабатывают на основе чертежей агрегатов пред-
шествовавших моделей автомобиля, изучения и обмера моделей
аналогов, иллюстраций и схем из журналов и проспектов при
соответствующей корректировке их размеров.

Не все агрегаты, определяющие общую компоновку автомо-
биля, достаточно разработаны; часто их необходимо более углуб-
ленно прорабатывать именно на этой стадии проектирования.
Наибольшее влияние на эксплуатационные показатели автомо-
биля, на конструкцию его сопредельных частей п на внешние
формы оказывают такие агрегаты как двигатель, передняя и зад-
няя подвески, рулевой привод, рама (если опа есть) и кузов.
Агрегаты, относительно компактные или частично встроенные
внутрь других агрегатов, не влияют на общую компоновку авто-
мобиля, и их можно углубленно не прорабатывать на этой стадии
проектирования.

Степень детализации при разработке компоновки на стадии
эскизного проекта может быть различной и зависеть от сложности
требований, выставляемых заказчиком, и трудностей компоно-
вочных решений. Обязательными элементами, определяющими
эскизный проект, являются макеты внешних форм кузова, испол-
ненного в масштабе 1:1, макеты внутренней отделки, исполнен-
ные в том же масштабе, и посадочный макет.

Все макеты кузова рассматривает специальная «макетная»
комиссия, создаваемая художественным Советом Министерства
автомобильной промышленности. В состав этой комиссии вводят
также представителей заказчика или основного потребителя.
Решение «макетной» комиссии подлежит утверждению художе-
ственным Советом, после чего становится обязательным для про-
изводителя работ.

Глава IX

Внешние формы и интерьер

§ 52.	Макеты внешних форм автомобиля

Отправной точкой для разработки внешних форм кузова является
эскизная компоновка автомобиля. Уже в основе эскизной компо-
новки заложены особенности, которыми будут отличаться формы
213
создаваемого автомобиля: определенные соотношения габаритных
размеров (длины, высоты и ширины), благоприятное расположе-
ние основных объемов, их соотношения и т. д.

В распоряжение художников-конструкторов представляют вы-
копировку из эскизной компоновки автомобиля в масштабе 1 ; 5
или 1:10с нанесенными контурами силового агрегата, радиатора,
агрегатов трансмиссии, колес, рулевого колеса, пола, сидений,
а также с предварительно намеченными линиями крыши, капота,
багажника, ветрового и заднего стекол, а также линиями перед-
него и заднего углов проходимости (см. рис. 56).

Рис. 84. Эскиз внешнего вида автомобиля

Во избежание возможных недоразумений выкопировку эскиз-
ной компоновки дополняют письменным заданием, содержащим
все сведения, которые по какой-либо причине нельзя отразить на
чертеже. К ним относятся возможные модификации кузова, огра-
ничения в отношении выбора цветов окраски, кузова, тип фар,
расположения антенны и наружных зеркал заднего вида и т. п.
Такое задание вместе с предварительно намеченными на эскизной
компоновке габаритными линиями кузова является для художни-
ков-конструкторов организующим началом заданного главным
конструктором направления.

Окончательно внешние формы автомобиля выбирают только на
объемном макете, так как ни чертеж, ни иллюстрация не могут дать
правильного представления о действительном виде создаваемого
автомобиля. Тем не менее значительную помощь в выборе форм
автомобиля могут оказать черно-белые или раскрашенные эскизы,
сделанные с соблюдением пропорций и законов перспективы и
изображающие автомобиль в различных ракурсах (рис. 84).

При разработке внешних форм помимо требований эстетики
необходимо учитывать следующие: обтекаемость; удобство рабо-
214
чего места водителя; жесткость несущей системы; возможность
изготовления определяющих деталей, таких как гнутые стекла.
Очень важно, чтобы при выборе внешних форм автомобиля были
приняты меры, исключающие забрызгивание и повреждение на-
ружной поверхности кузова грязью и камнями, отбрасываемыми
колесами. Кроме того, при разработке внешних форм следует
учитывать все требования и рекомендации законодательных
положений и стандартов, регламентирующих наружное оборудо-
вание автомобилей.

Рис.85. К анализу композиции автомобиля

Формы автомобиля должны соответствовать его функциональ-
ному назначению. Например, формы представительского авто-
мобиля высшего класса должны создавать впечатление солидности
и строгой простоты, а формы утилитарного автомобиля (универ-
сала) должны ассоциироваться с его назначением — т. е. с перевоз-
кой пассажиров, грузов и т. п. Для создания впечатления целост-
ности и завершенности внешних форм кузова контурные и разде-
лительные линии, линии разъемов и блики располагают в соот-
ветствии с определенной системой, называемой композицией.

Для автомобиля можно применять композицию, основанную
на одной точке схода (рис. 85) или двух точках схода (первой для
нижней, а второй для верхней части автомобиля). Изменяя поло-
жение точки схода подлине и высоте можно, менять общие формы.
Удачные композиционные решения можно также получить на
основе сетки параллельных линий.

Для создания необходимого впечатления от внешних форм
автомобиля иногда желательно некоторое вмешательство в общую
компоновку, например удлинение или укорочение капота или
багажника, более низкое расположение габаритной липни крыши,
изменение наклона и размеров ветрового стекла и т. п. Однако,
как правило, эти изменения не могут быть значительными без
искажения основной идеи общей компоновки автомобиля.
Впечатление, создаваемое внешними формами автомобиля,
часто удается изменить переменой некоторых второстепенных,
с точки зрения общей компоновки, линий и размеров, введением
декоративных пакладок if выбором окраски.

Формы автомобиля анализируют на пластилиновых макетах,
выполненных в масштабе 1 : 5 или 1 : 10, в зависимости от размера
автомобиля, т. е. в том же масштабе, что и эскизная компоновка
(рис. 86). Выполнение макета одним-двумя художниками-конструк-
торами не связано со значительными затратами и пе требует боль-
шого помещения. Кроме того, такой макет легко переставлять для

Рис. 86. М.чкст автомобиля, выполненный в масштабе

его обзора с различных точек. Обычно различные работники
о повременно выполняют несколько вариантов, что позволяет
глубже обследовать возможности архитектурного оформления,
предоставляемые общей компоновкой автомобиля

Для постройки макета используют деревянную плиту с коор-
динатной сеткой и частотой деления, равной 20 или 40 мм, что
соответствует 200 мм в натуре. Применение единой сетки для маке-
тов и всех чертежей кузова значительно упрощает подсчет разме-
ров и проведение измерений, позволяет уточнить увязку деталей,
различно расположенных в пространстве. Основанием для макета
служит деревянная болванка, в которой жестко прикреплены
деревянные или алюминиевые макеты колес.

После того, как найдены наружные формы, поверхность макета
доводят до блеска. Иногда макет окрашивают и снабжают «стек-
лами» из органического стекла или целлулоида. Поверхности
крупных деталей, подлежащих хромированию (буферов, декора-
тивных пакладок и т. п., окрашивают серебряной краской, или
покрывают фольгой, пли, еще лучше, пластмассовой прозрачной
металлизированной пленкой. На этих макетах нет нео(л\одимости
воспроизводить все мелкие детали и украшения, не определяющие
общих форм автомобиля. В результате рассмотрения макетов
отбирают наиболее удачный вариант.
Изготовление макета в
масштабе 1 : 5 или 1 : 10 ре-
комендуется дополнять гра-
фической разработкой кон-
1 vpnoro чертежа (рис. 87)
кузова, что облегчает и уп-
рощает процесс отыскания
наиболее выгодных пропор-
ций и компоновочных ре-
шений.

При проектировании ку-
зовов всех видов автомоби-
ieii, в том числе и спортив-
ных типа Гранд-туризм, уже
на первых этапах проекти-
рования следует проверить
аэродинамические свойства
принятых форм при испы-
таниях моделей в аэроди-
намической трубе. Пласти-
линовая модель непригодна
для испытаний из-за недо-
статочной прочности ее
структуры, поэтому изгото-
вляют специальную деревян-
ную модель или модель из
стеклопластика, снабженную
всеми деталями наружного
оборудования. Особое вни-
мание уделяют поверхности,
которая должна быть высо-
кого качества. Однако полу-
ченный коэффициент обте-
каемости необходимо рассма-
тривать как приблизитель-
ный, так как на модели нет
агрегатов шасси и нельзя
учесть сопротивление под-
капотного пространства.

С принятого к дальней-
шей разработке макета сни-
мают шаблоны, необходимые
для нанесения контуров ку-
зова на общую компоновку
автомобиля и для построе-
ния шаблонов, используе-
мых при выполнении макета
в натуральную величину

Рис. 87. Контурны?! чертеж кузова


(рис. 88). Для изготовления шаблонов на поверхность макета
предварительно наносят координатную сетку.

После того, как па макетах в масштабах 1 : 5 или 1 : К) будет
найдена общая идея оформления автомобиля, архитектурно-худо-
жественная группа приступает к выполнению макета внешних
форм в масштабе 1:1. Этот макет имеет многоцелевое назначение;
его используют для уточнения внешних форм, оценки впечатления,
которое будет оставлять автомобиль, а также для решения многих
технологических вопросов. Кроме того, макет является источнн-

Рис. 88. Макет автомобиля, выполнен-
ный в его натуральную величину

ком информации о наружной по-
верхности при разработке чер-
тежей кузова.

В качестве материала для
макета используют пластилин,
накладываемый на деревянный
каркас, примерно соответству-
ющий габаритным размерам
внутреннего пространства ку-
зова. Учитывая большую мас-
су макета, достигающую в не-
которых случаях 2000 кг, кар-
кас следует делать достаточно

прочным.

Макет выполняют на чугунной или деревянной плите, снабжен-
ной координатной сеткой с частотой деления, равной 200 мм.
Желательно иметь помещение, предназначающееся для выполне-
ния макета, настолько просторным, чтобы была возможность рас-
сматривать макет с различных точек обзора, расположенных на
расстоянии не менее 10 м. Чтобы видеть макет в естественном ра-
курсе, плиту, на которой расположен макет, окружают широким

деревянным помостом.

Иногда, для возможности сравнения различных вариантов
форм, правую и левую стороны макета выполняют по-разному.
При этом целесообразно по плоскости симметрии макета установить
зеркало (рис. 89), которое создает впечатление целого макета и
абсолютной симметричности правой и левой сторон.

Для переноса на макет, выполненный в натуральную величину,
форм, ранее найденных на макете в масштабе 1 : 5 или 1 ; 10,
применяют шаблоны, построенные на основе шаблонов, снятых
с макета в масштабе 1 : 5 или 1:10. Поверхность макета заглажи-
вают до блеска для проверки получающихся бликов.

После окончания архитектурной проработки макета внешних
форм его окрашивают, снабжают «стеклами» из органического
стекла, а поверхности частей, подлежащих хромированию, окра-
шивают серебряной краской или покрывают фольгой. В качестве ко-
лес и шин для макета обычно используют настоящие колеса и шины.

В процессе выполнения макета его неоднократно осматривают
конструкторы-кузовщики и технологи-специалисты по штамповке
и сборке кузовов. Специалисты по штамповке и сборке кузовов еще
в ходе разработки внешних форм дают рекомендации и принимают
решения по расчленению корпуса кузова на подсборочные элементы
по расположению линий стыков между основными панелями (с уче-
том допустимой глубины вытяжки), по технологии сварки и спосо-
бам обеспечения заданных размеров оконных и дверных проемов.

Параллельно выполнению макета внешних форм кузова в мас-
штабе 1 : 1 разрабатывают макет внутреннего пространства
с цетыо проверки и уточнения принятой планировки. Основанием

Рис. 89. Двухстороннее зеркало, установленное в плоскости сим-
метрии макета

служит предварительно сделанный чертеж внутренней плани-
ровки кузова, выполненный в масштабе 1:1.

Макет внутреннего пространства представляет собой каркас
с полом, кожухами колес, дугами для крепления обивки крыши и
стойками, на которые навешивают двери. Макет может быть
дополнен панелью капота для проверки передней обзорности.
В нем устанавливают сиденья, панель приборов, стекла, рулевую
колонку с рулевым колесом, педали; на полу делают туннель для
карданной передачи (в случае классической компоновки). Па этом
макете воспроизводят также внутреннее пространство багажника.

Изготовлению макета внутреннего пространства предшествует
выполнение эскизов отдельных частей и деталей макета, в первую
очередь каркаса (рис. 90). Эскизы снабжают координатной сеткой,
которую переносят на макет агрегата или детали. На рис. 90 для
примера приведен эскиз каркаса макета внутреннего пространства
кузова автомобиля ЗИЛ-114. Макет строится также на чугунной
или деревянной плите, снабженной сеткой с частотой деления,
равной 200 мм.
Рис. 90. Каркас макета внутреннего пространства кузова автомобиля ЗИЛ-114
В качестве материала для каркаса макета применяют про-
сушенное до влажности, равной 10—12%, дерево — ольху или
сосну; пол делают из прочной фанеры, внутренние панели выпол-
няют из картона, а затем обивают недорогой тканью. Иногда
используют трубку. При постройке макета внутреннего простран-
ства кузова, так же как при постройке макета шасси, широко
используют подручные средства и материалы. Ветровое, боковые и
заднее стекла делают из органического стекла, макет панели
приборов лепят из пластилина, педали делают сварными из
чистовой стали.

Подушки сиденья и спинки обычно сначала подбирают по
жесткости и форме из числа готовых, при необходимости нашивают
на них ватники, а затем вносят коррективы и делают сиденья,
которые служат прототипом при разработке чертежей сидений.
Для переноса положения сидений, панели приборов и т. д.,
с компоновочного или плазового чертежа на макет и, наоборот,
с макета на чертеж после проверки и уточнения применяют фанер-
ные шаблоны, снабжаемые координатной сеткой.

Все части макета крепят к полу или каркасу на металлических
угольниках или скобах винтами, болтами, что позволяет легко
изменять их положение на макете. Каркас макета располагают на
проектной высоте над поверхностью плиты.

§ 53.	Макеты элементов наружной
и внутренней отделки

Когда разработка макета внешних форм достигнет той стадии,
на которой уже определены основные формы кузова и закончена
постройка макета внутреннего пространства, приступают к худо-
жественной разработке деталей наружной и внутренней отделки:
фонарей, декоративных накладок, панели приборов, рулевого
колеса, плафонов, арматуры и обивки сидений.

Первый этап разработки отделки заключается в изготовлении
набросков общего вида внутреннего оформления и отдельных
элементов оформления, выполняемых в красках или карандашом.
Внутреннее оформление автомобиля представляют, выполняя виды
органов управления и приборов, пассажирского отделения,
а также вид через открытые двери.

После отбора наиболее удачных решених элементы оформления
воспроизводят в пластилине на макете внешний форм пли в виде
отдельных фрагментов в масштабе 1:1. Панель приборов и руле-
вое колесо целесообразно оформить непосредственно на макете
внутреннего пространства.

Постройка макетов внутреннего пространства и внешних форм
кузова в машстабе 1 : 1 позволяет проверить правильность поло-
жений, принятых при разработке эскизной компоновки автомо-
биля, с точки зрения удобства входа и выхода, посадки, относитель-
ного расположения сиденья водителя и органов управления,
внешней обзорности, видимости контрольных приборов, допусти-
мости искажений, создаваемых гнутым ветровым стеклом, а также
объема багажника.

§ 54.	Контрольные проверки

Проверка удобства входа и выхода, посадки, расположения
рулевого колеса и педалей может быть выполнена при субъектив-
ной оценке водителями, принадлежащими к различным группам
репрезентативности. Этому должна предшествовать тщательная
проверка проектных положений рулевого колеса, педалей, панели
приборов, крайних положений регулируемого сиденья водителя,
сидений пассажиров и т. д., осуществляемая с использованием
фанерных шаблонов и трехмерного посадочного манекена.

Проверку внешней обзорности с места водителя выполняют по
методике (ГОСТ 22734—77), распространяющейся па легковые
автомобили и на автомобили, сконструированные на их базе;
в методике установлены технические требования и методы испыта-
ний в отношении передней обзорности с места водителя.
ГОСТ 22734—-П не распространяется на автомобили большого и
высшего классов (в СССР выпускаемых заводами ГАЗ и ЗИЛ),
а также на автомобили с вынесенным вперед постом управления
(автомобили вагонной и полукапотной компоновок).

Согласно инструкции НАМИ И37.001.017 75 «По интеграль-
ной оценке конкурентоспособности легковых автомобилей с учетом
технического уровня» объем багажника замеряют мерными куби-
ками со стороной 10 или 20 см, что соответственно равно объему
1 или 8 л. В США используют другой метод, заключающийся в том,
что набор из восьми чемоданов стандартного размера и одного
мешка общим объемом 0,38 м3 рассматривают как багаж семьи из
четырех человек для поездки средней продолжительности.

Полезный объем багажника можно определять так же как
сумму объемов отдельных предметов. Если после укладки всего
комплекта в багажнике остается свободное место, то в него уклады-
вают чемоданы из второго комплекта, пока не будет заполнен весь
объем багажника.

Глава X

Технический проект

Па стадии технического проекта завершается работа по общей
компоновке автомобиля, что позволяет сформулировать уже
рабочие задания на проектирование новых агрегатов и узлов. На
стадии технического проекта выполняют все компоновочные работы
по новым агрегатам и узлам и строят макет шасси, позволяющий
решить вопросы, которые нельзя разрешить в двухмерном пред-
222
ставлении. Наличие компоновок новых агрегатов и узлов на этой
стадии проекта позволяет также оценить технический уровень и
патентную чистоту новых разработок.

Законченный технический проект подлежит утверждению. На
стадии технического проекта общая компоновка вступает в фазу
уточнения взаимного расположения агрегатов и узлов автомобиля
и согласования их показателей и размеров. Для этого разрабаты-
вают плазовые чертежи шасси и кузова и увязочиую схему авто-
мобиля.

§ 55.	Плазовые чертежи, увязочная схема, макет шасси
и пояснительная записка

Плазовые чертежи. Для шасси (рис. 91) и кузова (рис. 92)
в масштабе 1 : 1 выполняют плазовые чертежи. С целью уменьше-
ния размеров этих чертежей при их вычерчивании часто применяют
наложение проекций. Размеры на плазовых чертежах не простав-
ляют, а снимают при непосредственных замерах, для чего чертежи
снабжают координатной сеткой.

Плазовый чертеж шасси состоит (как минимум) из видов сбоку
и сверху, а также из сечений по переднему и заднему мостам (осям)
при проектном положении подрессоренной части по высоте относи-
тельно поверхности дороги. Плазовый чертеж шасси позволяет
установить (в натуральную величину) относительное расположение
всех агрегатов, выявить зазоры, проверить правильность расчетов
геометрических элементов и размерных цепей и решить много дру-
гих задач.

Плазовый чертеж кузова состоит из видов сбоку, сверху (поло-
вина проекции), спереди и сзади и представляет собой внешние
формы кузова в виде параллельных сечений. Плазовый чертеж
кузова используют для разработки поверхности и конструкции
узлов кузова,

За координатные плоскости на плазовых чертежах принимают:
вертикальную продольную плоскость симметрии;

вертикальную поперечную плоскость, проходящую через гео-
метрическую ось передних колес;

горизонтальную, произвольно выбранную плоскость, иногда
проходящую по верхним или нижним поверхностям лонжеронов
рамы или пола несущего кузова.

Частоту делений координатной сетки принимают равной
100 или 200 мм.

Плазовые чертежи выполняют предпочтительно не на недолго-
вечном ватмане, а на дюралюминиевых листах, укрепленных на
деревянных щитках, окрашенных белой краской, а затем отполиро-
ванных. В последнее время для этого используют жесткую пласт-
массовую полупрозрачную пленку, которую можно свернуть в ру-
лон. Такие плазовые чертежи не требуют много места для хране-
ния, позволяют непосредственно снимать световые копии и расши-
223
Рис. 91. Плазовып чертеж


Пости кузова автомобиля Альфа-Суд
8*
Рис. 93. Увязочпая схема ав

рять фронт работ. Координатную сетку процарапывают острым
металлическим стержнем (чертилкой), а расстояния линий сетки
от координатных плоскостей надписывают по краям чертежа.

При разработке плазовых чертежей отдельные фрагменты
компоновки и конструкции выполняют на ватмане или на прозрач-
ной кальке, а затем, после определения и проверки найденного
решения, переносят на плазовый чертеж. Плазовые чертежи
непрерывно дополняют и корректируют по мере проработки кон-
струкции и возникновения новых проблем.

Выше была приведена методика разработки поверхности кузова
без использования ЭВМ. О новых методах проектирования чита-
тель может прочесть в специальной литературе.

Увязочная схема. Параллельно с плазовыми чертежами раз-
рабатывают увязочиую схему. В отдельных случаях при создании
модификаций автомобилей удается избежать выполнения второго
плазового чертежа шасси и ограничиться лишь разработкой увя-
зочной схемы. Такая схема является справочным документом и
должна содержать исчерпывающую информацию об определяющих
размерах агрегатов, размерных цепях, величинах ходов переме-
щающихся деталей, зазорах и габаритных размерах. На увязочной
схеме сводят результаты всех расчетов.

Увязочную схему выполняют в масштабе I : 5 или I : 10. Чер-
теж снабжают координатной сеткой. На увязочной схеме (рис. 93
228
томобиля ЗИЛ-117 (вид сбоку)

и 94) дают вид сбоку, вид сверху, вид спереди и необходимые попе-
речные сечения. Кроме шасси изображают и увязывают также
размеры контуров сидений и обводок кузова.

Увязочиую схему также предпочтительнее выполнять на
дюралюминиевом листе или на пластмассовой полупрозрачной
пленке. Иногда эту схему выполняют в виде так называемого ком-
поновочного паспорта, в котором простановка размеров подчинена
определенной системе, облегчающей пользование схемой, но свя-
занной с увеличением размеров чертежа. На рис. 95—98 даны
примеры исполнения компоновочного паспорта для автомобиля,
выполненного по классической компоновочной схеме.

Для построения компоновочного паспорта на виде автомобиля
сбоку и на необходимых поперечных сечениях параллельно коор-
динатным осям сбоку, снизу или сверху с равными промежутками

строят сетку размерных линий. На эти линии опускают перпенди-
куляры (выносные линии) из точек, определяющих постановку
автомобиля, например из центров колес, центров карданных шар-
ниров, точек пересечения осей агрегатов их стыковыми поверх-
ностями и т.д., отмечаемых специальными значками («центриками»)
на соответствующих проекциях. Концы фиксируемых отрезков
между точками пересечения размерных и выносных линий отмечают
стрелками, причем угол крыльев стрелок для ясности делают рав-
ным 90°, что снижает возможность ошибок.
Рис. 94. Увязочпая схелГа ав

Каждой цепочке размеров, проставляемых на чертеже, соот-
ветствует отдельная линия размерной сетки. Для всех определяю-
щих размеров, нс лежащих в координатных плоскостях, предвари-
тельно должны быть рассчитаны значения их проекций на коорди-
натные осп.

Основные определяющие размеры для данной проекции (напри-
мер, габаритный размер подлине или база для вида сбоку) распо-
лагают на верхних линиях сетки размерных линий и заключают
в рамку. Поминальные (проектные) значения переменных разме-
ров, например расстояние от ограничителя за щей подвески до
упора, дорожный просвет под балкой заднего моста, расстояние
между центрами карданных шарниров заключают в кру-
жок.
томобиля ЗИЛ-117 (вид сверху)

При необходимости увеличения количества фиксируемых цепо-
чек размеров сетку удлиняют, если это позволяют размеры чер-
тежа, пли выполняют продолжение сетки па прозрачной полосе,
накладываемой па основной чертеж. Такие дополнительные листы
удобно выполнять по разделам, связанным с компоновками агре-
гатов, например по кузову, трансмиссии, подвеске и г. д.

Компоновочный паспорт позволяет легко проследить как
повлияет изменение одного из размеров цепочки па другие, с ним
связанные.

На стадии технического проекта требования к точности всех
графических построений и расчетов, касающихся геометрических
параметров, значптетыю выше, чем на стадии эскизного про-
екта.
Рис. 95. Эскизный компоновочный чертеж (компоновочный паспорт)
Рис. 96. Увязочная схема по перечней оси (классическая ком-
поновка!

Рис. 97. Увязочная схема по передней оси (привод передний, двигатель рас-
положен поперек)
Макет unccu. Помимо разработки планового чертежа шасси
в стадию технического проекта как составная часть входит выпол-
нение макета всего шасси или только его передней части (моторного
отсека), так как здесь особенно тесно размещены агрегаты. Раз-
работку плазового чертежа шасси и его макетирование проводят
параллельно; они дополняют друг друга.

На макете шасси можно установить относительное положение
отдельных частей, проверить все зазоры, которые нельзя опре-
делить графически, найти положение тяг, проложить трубки и
провода, проверить доступность агрегатов для обслуживания и

демонтажа. Большим достоинством макетирования является воз-
можность легкой и быстрой проверки различных вариантов рас-
положения отдельных частей.

Макетирование шасси позволяет свести к минимуму компоно-
вочные ошибки, что значительно облегчает, ускоряет и удешевляет
работы по постройке опытных образцов и доводке конструкции
автомобиля. Макетирование шасси начинают сразу после определе-
ния при эскизной компоновке взаимного положения основных
частей автомобиля. Макетирование шасси продолжают до оконча-
ния постройки опытных образцов автомобиля. .Макет постепенно
дополняют и уточняют по мере детализации проекта и возникнове-
ния в ходе конструирования новых проблем. Работа по макетиро-
ванию шасси несколько отстает от конструктивной разработки
агрегатов, но позволяет на этом этапе вносить в конструкцию
необходимые коррективы.

Макет шасси выполняют па чугунной или деревянной плите,
снабженной координатной сеткой с частотой деления, равной
2(М) мм. Наличие сетки на плите позволяет наносить все замеры
при помощи линейки, угольника, отвеса и рейсмуса.

Перед изготовлением макетов (рис. 99 и 100) отдельных агре-
гатов, узлов и деталей на основе рабочих чертежей или компоновок
231
составляют эскизы без излишних подробностей. В необходимых
случаях эскизы снабжают координатной сеткой, которую перено-
сят на макет узла пли детали. Макет выполняют преимущественно
из дерева — ольхи пли липы, которое просушивают до влажности
10 —12‘‘<>, а затем выдерживают в помещении в течении 30 дней
(не менее).

Поверхность отдельных частей макета тщательно отделывают,
шпаклюют п окрашивают для предупреждения коробления и раст-
рескивания при изменениях влажности и температуры окружаю-
щего воздуха. Основание макета — часть рамы пли основания

Рис. 99. Макет передней части шасси

несущего кузова устанавливают на массивных деревянных под-
ставках па проектной высоте от поверхности плиты.

При постройке макета широко используют всякие подручные
средства и материалы. Многие агрегаты и детали, применявшиеся
на предшествовавших моделях автомобилей или па моделях, спро-
ектированных и построенных заранее, представляют собой натур-
ные изделия - обычно только картеры, без механизмов внутри.

Макеты таких сложных агрегатов как двигатель делают состав-
ными, блок цилиндров, головку цилиндров, масляный картер,
впускной п выпускной газопроводы, воздушный фильтр и т. д.
выполняют отдельно и скрепляют болтами, винтами или шипами.
Это позволяет легко разбирать макеты, при необходимости изме-
нять их, а также иначе относительно располагать агрегаты и
детали.

Точность изготовления отдельных частей макета и их уста-
новки — приблизительно седьмого класса, т. е. допустимое откло-
нение равно 2,5 мм па 1 м. Вместо колеса на вращающейся ступице
укрепляют профильный шаблон, сделанный из фанеры пли листо-
вого дюралюминия. Это позволяет увидеть все зазоры между сосед-
ними деталями шасси и их изменение при различных положениях
Контрольные размеры указаны S скобках
Рис. 100. Макет V-образного двигателя

I
колеса по высоте и углу поворота. Кожухи колес и перегородку
моторного отсека на первой стадии макетирования изготовляют
из картона; отдельные части раскрашивают и склеивают или
соединяют проволочными скрепками. После уточнения картонные
детали заменяют деталями, сделанными из металла.

Пояснительная записка. К техническому проекту прилагают
пояснительную записку, в которой приводят следующее:

краткий технико-экономический анализ целесообразности осво-
ения в производстве нового изделия пли расчет его экономической
эффективности;

оценку технического уровня нового изделия по сравнению
с лучшими зарубежными аналогами при учете тенденций дальней-
шего развития конструкций;

специальные требования к разрабатываемому объекту;

материалы, подтверждающие патентную чистоту нового изде-
лия;

расчеты и т. д.

§ 56.	Технико-экономический анализ

Во введении были перечислены вопросы, рассматриваемые
экономистами, подготовляющими материалы для общего решения
о производстве автомобилей новых моделей. Подобные исследова-
ния предваряют конструктивные разработки и выходят за пределы
оценки целесообразности принятия к производству конструкции
того или иного типа. Экономические исследования проводят сотруд-
ники отдела главного конструктора или других отделов. Отдел
главного конструктора в пояснительной записке к проекту должен
обосновать причины, заставившие остановиться именно на данной
конструкции.

Целью разработки конструктивных изменений (в том числе и
применения новых конструкционных материалов) любых машин и
механизмов является, как правило, стремление к повышению
производительности труда г. Производительность труда изменя-
ется в связи с изменением комплекса затрат как в сфере производ-
ства машин, так и в сфере их эксплуатации.

Применительно к такой машине как автомобиль, у которой
затраты в процессе эксплуатации значительно превышают ее перво-
начальную себестоимость, существенное увеличение производи-
тельности груда, как правило, может быть обеспечено благодаря
сокращению затрат в эксплуатации.

Внедрение мероприятий, направленных на уменьшение затрат
в эксплуатации, может вызвать изменение (повышение) затрат
в сфере производства, которые состоят из двух основных частей:
текущих затрат производства в виде себестоимости изделия и

J В отдельных случаях целью таких конструктивных изменений является
улучшение внешнего вида изделия, по в настоящей работе такой вариант не рас-
смотрен.
капитальных вложений в виде стоимости основных средств про-
изводства. Вместе с тем возможны отдельные частные случаи,
когда повышение производительности труда происходит только
вследствие сокращения затрат в сфере производства при условии,
что эксплуатационные качества автомобиля пе ухудшаются.

Таким образом, конструктивное усовершенствование автомо-
биля, направленное на повышение производительности труда в на-
родном хозяйстве, в общем случае вызывает изменения:

затрат в эксплуатации (как правило, сокращение);

текущих затрат производства — себестоимости (обычно повы-
шение);

капитальных затрат производства (большей частью повышение).

Если в связи с конструктивными изменениями увеличиваются
одни затраты (в сфере производства) и уменьшаются другие (в сфере
эксплуатации), то возникает необходимость оценки экономической
эффективности намеченного мероприятия.

В качестве одного из показателей для количественной оценки
экономической эффективности мероприятий по изменению конструк-
ции обычно используют срок окупаемости, представляющий собой
период времени, за который дополнительные затраты, необходимые
для осуществления намечаемого мероприятия, окупаются за счет
увеличения прибыли вследствие внедрения этого мероприятия.
Если срок окупаемости затрат по рассматриваемому мероприятию
равен или меньше нормативного срока окупаемости, то такое
мероприятие экономически эффективно. Кроме того, для оценки
экономической эффективности используют и другой показатель —
среднегодовую экономию за нормативный срок окупаемости.

При определении эффективности внедрения в производство
автомобилей, предназначенных для эксплуатации в государствен-
ных учреждениях, рекомендуется пользоваться общепринятой
методикой определения экономической эффективности. Одна фор-
мула этой методики определяют годовой экономической эффект
в эксплуатации, а другая — годовой экономический эффект
в производстве.

Экономическая эффективность автсмсбилей, предназначен-
ных для эксплуатации в государственных учреждениях. Для при-
мера определим экономическую эффективность от ввода в произ-
водство и эксплуатацию автомобиля с кузовом универсал, условно
названного моделью £ в отличие от ранее выпускавшегося по-
добного автомобиля, условно названного модель А.

Основными показателями при рассмотрении автомобилей обоих
моделей служат следующие.

1.	Разница в средней эксплуатационной скорости, характери-
зующая динамические качества автомобиля, Средняя эксплуа-
тационная скорость модели Б больше скорости мо (ели А па
4,5%.

2.	Разница в себестоимости эксплуатации, которую определяют
в приводимых ниже подсчетах для обоих автомобилей.
3.	Расходы па смазочные материалы, уменьшающиеся для
модели Б па 45% по сравнению с расходами для модели А благо-
щря следующему:

сокращению общего числа точек, смазываемых консистентной
смазкой, с 21 до 7;

увеличению периодичности проведения смазочных работ при-
мерно в 3 раза, что позволило довести число операций на каждые
100 км пробега до 1,3 взамен 18.

4.	Затраты на техническое обслуживание и эксплуатационный
ремонт модели Б. Эти затраты снижены на 20% по сравнению
с затратами для модели А. Уменьшение достигнуто в результате
введения в конструкцию усовершенствований, способствовавших
следующему:

увеличению пробега до капитального ремонта до 200 тыс. км
взамен 155 тыс. км;

сокращению числа смазываемых точек и увеличению периодич-
ности проведения смазочных работ;

уменьшению количества узлов, по которым необходимо про-
водить регулировочные операции;

сокращению числа размеров крепежных деталей «под ключ»
на 16%;

улучшению доступности ко многим объектам, нуждающимся
в регулярном обслуживании;

уменьшению трудоемкости текущего ремонта таких агрегатов
как радиатор, глушитель, водяной насос, карданный вал и др.

5.	Затраты на амортизацию каждой единицы подвижного
состава, рассчитываемые согласно нормам амортизационных от-
числений на основании оптовых цен, для модели Б условно равные
2000 р. и для модели А равные 1845 р. (в разницу в оптовой цене
входят затраты, понесенные предприятием при организации про-
изводства нового автомобиля).

6.	Затраты па восстановление и ремонт шин, определяемые
согласно принятым нормам на восстановление и ремонт шин и
отнесенные к каждой 1000 км пробега. Шины на обоих автомобилях
одинаковы по размеру и имеют обозначение 6,70—15'.

7.	Затраты па зарплату водителей и накладные расходы,
рассчитываемые в соответствии с принятыми положениями, утверж-
денными Комитетом при Совете Министров СССР по труду и зара-
ботной плате. Для автомобилей обеих моделей накладные расходы
в автохозяйствах приняты равными 500"о заработной платы обслу-
живающего персонала.

Рассчитаем экономическую эффективность замены автомобиля
модели А автомобилем модели Б и сведем расчеты в табл. 33.

Расчетом установлено, что производство новой модели автомо-
биля целесообразно. Более высокие показатели эксплуатационных
свойств, несмотря на большую себестоимость автомобиля модели
Б, обеспечивают почти 200 р. условно-годовой экономии на каждую
введенную единицу подвижного состава. Расходы, связанные
Таблица 33

Расчет экономической эффективности от производства и эксплуатации
автомобиля модели Б с кузовом универсаа

Показатели и расчетные формулы	Выбранные параметры и результаты подсчета	
	модель Л	модель Б
1	о	3
П роижоди темность автомоби ы		
Эксплуатационная скорость	21,67	22,48
Расстояние перевозок Кг, км	13,8	13,8
Среднетехническая скорость автомобиля	26,3	27,5
£'/, КМ/Ч		
Коэффициент использования пробега f>	0,56	0,56
Время простоя автомобиля под нагруз-	0,2	0,2
кой и разгрузкой /11р, ч		
Среднесуточный пробег, Ксс —	км	184,2	191,1
Время в наряде ч	8,5	8,5
Годовой пробег L = DKL11KCC, км	53 786	58 591
Количество календарных дней в году Ок	365	365
Коэффициент использования парка L„	0,80	0,84
Годовая производительность 1Г ==	IV’i = 10 843	Г2= 11 812
ткм, где  Грузоподъемность автомобиля g, т		
	0,4	0,4
Коэффициент использования грузоподъ-	0,9	0,9
емкости у		
Себсстои часть грузоперевозок	на 1 кч пробега	
	0,0092	0,0088
		
где		
Норма расхода топлива на 100 км а, л	13,5	13,0
Цена 1 л топлива СТ, руб.	0,068	0,068
Затраты на смазочные материалы SCM =	0,0009	0,0005
= 0,01 (алСа + atCt + ПкСк), руб. км Нормы расхода на 100 км:		
ал — масла для двигателей, кг	438	0,219
at — трансмиссионного масла, кг	0,103	0,103
«к — консистентной смазки, кг	0,058	0,0348
Цена 1 кг:		
масла для двигателей С,„ руб.	0,14	0,14
трансмиссионного масла Ct, руб.	0,08	0,08
консистентной смазки Сх, руб.	0,32	0,32
Затраты на техническое обслуживание и	0,0108	0,0086
эксплуатационный ремонт па 1 км пробега о	'v		
		
т’°	1000		
Норма затрат на техническое обслужива-	10 р. 79 к.	8 р. 63 к.
пие и эксплуатационный ремонт автомоби- лей при пробеге 1000 км. А		
Показатели и расчетные формулы	Выбранные параметры и результаты подсчета	
	модель А	модель Б
1	2	3
Затраты па амортизацию автомобиля  SaM - у’ 4- 1(')р,) , руб'км  Цепа автомобиля Со, руб.  Отчисления тля полного восстановления автомобиля %  Отчисления на капитальный ремонт авто- мобиля Ь, %  Затраты па восстановление и ремонт шип НСтп 3,и =	. руб км  Норма па восстановление и ремонт шип н; 1000 км пробега II, "о  Стоимость шин С.,, руб.  Число ходовых шин на автомобиле, п  Затраты на заработную плату водителей „	1,25СМ г  5зпл“ ФмК, Р' ’ ГЛС  Коэффициент, учитывающий дополнитель- ную зарплату, начисления па нее и доплату водителям за классность  Месячная ставка водителя См, руб.  Месячный фонд рабочего времени Фм, ч  Накладные расходы на 1 км пробега авто- мобиля  ---у• где  Годовые накладные расходы на автомо- биль С„. р, руб.  Переменные расходы па 1 км пробега  S - 5Т -ф- -S'CM ST. о 1  Злм ф-  ф 31U ф- 531]ч ф- .SU. р, руб.  Себестоимость > т-км транспортной ра- боты  \ S  S  *" ;, , руб.  Годовая экономия в эксплуатации на один автомобиль  /> Иф (5, - S.J, руб.  Производительность нового автомобиля 1Г», т-км	0,0118  1 845  12,9  0,4  0,0035  3,15  27,95  4 0,0191  1,25  58,0  174,6  0,0093  500  0,0646  S, = 0,3204	0,0124  2 000  12,9  0,4  0,0035  3,15  27,95  4 0,0185  1,25  58,0  174,6 0,0085  500  0,0608  S.J = 0,3016  222,06  11 812
Показатели и расчетные формулы	Пыбр ан иые пар.1 метры и результат! । подсчета	
	модель Л	модель Б
1	2	3
Годовая экономия от эксплуатации одного автомобиля с учетом капиталовложений, руб.  3„<с -|(Sl + fM-(S2 + <'/?„)J IF2, где  I [ормативный коэффициент сравнитель- ной эффективности в  Удельные капиталовложения у потреби- телей па один автомобиль модели А, прихо- дящиеся на 1 т-км kc, руб.  У дельные капиталовложения у потребите- лей па один автомобиль модели Б, прихо- дящиеся па 1 т-км k„, руб.  Убыток в производстве при выпуске од- ного автомобиля модели Б, руб.  Эцр - ^Сс	С,,)	> где  Себестоимость модели Л Сс, руб.  Себестоимость модели Б С„, руб.  Дополнительные капиталовложения К'д, руб.  Условно-годовая экономия на один авто- мобиль  3 = Ээкс ЭПр, руб.	0,2  1 845 -|- 1 800	256,32  0,2  2 000J- 1 800  11 812  = 0,3217  57,6  1 905 333  198,72
	10813  = 0,3302  1 757	

с производством повой модели, окупятся в первый же год его
выпуска.

Абсолютная величина этой экономии может меняться для’
различных условий эксплуатации, так как зависит как от средней
скорости, так и от коэффициента загрузки и других показателей,
часто связанных с географической зоной эксплуатации, типами
грузов, организацией снабжения и т. д.

Приведенным расчетом можно пользоваться для всех модифи-
каций легковых автомобилей, используемых в качестве обществен-
ного транспорта, заменив грузоподъемностью (в т) на число пере-
возимых пассажиров.

Экономическая эффективность автомобилей, предназначен-
ных для индивидуальных владельцев. К экономическому расчету
эффективности производства легковых автомобилей индивидуаль-
ного пользования необходимо подходить несколько иначе. Авторы
предлагают следующую методику. Предварительно установим, что
расчет экономической эффективности производства и эксплуатации
242
автомобиля связан с розничной ценой нового автомобиля, учиты-
вающей те преимущества, которые получит владелец новой модели
в экономическом отношении, пли в отношении комфортабельности
п улучшения внешней и внутренней отделки. В этом случае при
расчетах также используют срок окупаемости и среднегодовую
экономию за нормативный срок окупаемости.

Рассмотрим методы определения этих показателей примени-
тельно к изменению конструкции легковых автомобилей для
индивидуальных владельцев. Предположим, что намечаемое меро-
приятие по изменению конструкции легкового автомобиля обеспе-
чивает уменьшение затрат потребителя в размере Р рублей в год
на один автомобиль *.

Внедрение этого мероприятия в производство требует увеличе-
ния капиталовложений до К2 рублей и вызывает повышение себе-
стоимости автомобиля до С2 рублей. До внедрения в производство
рассматриваемого мероприятия капиталовложения составляли
рублей, себестоимость автомобиля была равна С± рублей, а его
розничная цепа V рублей.

Естественно, что в связи с увеличением себестоимости автомо-
биля должна возрасти и его розничная цена. При этом повышение
розничной цепы должно полностью компенсировать увеличиваю-
щиеся затраты в производстве и обеспечивать народному хозяйству
большую, чем старый автомобиль, прибыль (в другом случае
экономически нецелесообразно заниматься внедрением нового
мероприятия). Вместе с тем увеличение розничной цены должно
быть экономически выгодно и потребителю, т. е. оно должно быть
меньше суммы снижения затрат в процессе эксплуатации за весь
срок службы автомобиля. Для легкового автомобиля у индиви-
дуальных владельцев срок службы составляет примерно 10 лет,
нормативный срок окупаемости для предприятий автомобильной
промышленности составляет 5 лет, т. е. в 2 раза меньше. Следова-
тельно, можно допустить, что розничная цена легкового автомо-
биля после внедрения нового мероприятия

У^Уг + ЛЛ.	(61)

где —розничная цена легкового автомобиля до изменения
конструкции, руб; Р,—годовая экономия у потребителя после
внесения изменений, руб.; Ти—нормативный срок окупаемости
в годах.

Таким образом, розничную цену на легковой автомобиль после
изменения конструкции устанавливают с учетом выгодности для
производства и индивидуальных владельцев. Экономию, полу-
чаемую в эксплуатацию за весь срок службы автомобиля вследствие

J При прочих равных условиях 1’ является функцией годового пробега
автомобиля. Для отечественных условий средний годовой пробег легкового ав-
томобиля у индивидуальных владельцев составляет 10—15 тыс. км в год.
внедрения нового мероприятия, примерно (условно) делим пополам
между производством и потребителем.

Прибыль от продажи легкового автомобиля представляет
собой разность розничной цены и себестоимости, поэтому прибыль
(руб.) от реализации легкового автомобиля соответственно до
и после внедрения мероприятия

П^У.-С,,	(62)

(63)

где и С2 —себестоимости легкового автомобиля, соответственно
до и после внедрения мероприятия, руб.

J величенне прибыли от реализации легкового автомобиля
в связи с внедрением мероприятия

- /7± = .= (Г, - С) -	- Q.	(64)

Подставив значение У2 из уравнения (61) и проведя соответ-
ствующие преобразования, получим



(65)

При постоянном годовом выпуске легковых автомобилей для
индивидуальных владельцев срок окупаемости дополнительных
капиталовложений в производство, необходимых для внедрения
мероприятий по изменению их конструкции,

. Ks — Ki

0	(П-.-П^В

или

= Kt-Kt

и (Су—С2В'

(66)

(67)

где К2 и Кх — капиталовложения в производство легковых авто-
мобилей соответственно после и до внедрения мероприятий, руб.;
В — годовой выпуск легковых автомобилей. Если рассчитанный;
по уравнению (61) срок окупаемости дополнительных капиталовло-
жений меньше пли равен нормативном) сроку окупаемости, то
намечаемое мероприятие по изменению конструкции автомобиля
является экономически эффективным для производства.

Второй показатель экономической эффективности —средне-
годовая экономия за нормативный срок окупаемости в связи
с повышением цены па автомобиль применительно к рассматривае-
мому случаю может быть выражена как

Э.. =(//2-//,)В-^^-	(68)

1 в

или с учетом уравнения (65)

3,. = (С, - С.) В | Р,Т„В	.	(69)

1 II
Если годовой выпуск автомобиля меняется, а разность себе-
стоимостей автомобилей С\ — С2 — величина постоянная, то сред-
негодовая экономия за нормативный срок окупаемости

эг=(С1£Сг ~	(70)

Если рассчитанная по уравнениям (68) и (69) среднегодовая
экономия за нормативный срок окупаемости есть величина поло-
жительная, то намечаемое мероприятие по изменению конструк-
ции легкового автомобиля экономически эффективным для про-
изводства.

Таким образом, изложенная методика позволяет определить
экономическую эффективность намечаемых к внедрению мероприя-
тий по изменению конструкций легковых автомобилей, предназна-
ченных для индивидуальных владельцев. (Определение экономи-
ческой эффективности изменения конструктивных параметров
легковых автомобилей, предназначенных для использования в го-
сударственных организациях, должно осуществляться ио общим
действующим методикам оценки экономической эффективности).

Затем необходимо установить количественное изменение затрат
в производстве и эксплуатации в связи с внедрением намечаемого
мероприятия. Далее следует определить необходимые капитало-
вложения и себестоимость автомобиля на основе технологической
и экономической проработки намечаемого мероприятия непосред-
ственно иа заводе, где оно внедряется.

Для определения экономии затрат у потребителей подсчиты-
ваем следующее:

1.	Годовую экономию текущих затрат у потребителей

P3 = (S1-S2)L,	(71)

где Sx и S2 — удельные затраты на 1 км пробега автомобиля
соответственно до и после внедрения мероприятия, р./км; L —
годовой пробег автомобиля, тыс. км.

2.	Затраты на топливо, смазку, шипы, техническое обслужива-
ние и ремонт, которые относим к числу изменяемых затрат.

3.	Затраты на топливо при пробеге 1000 км

S,. = 10«Ст,	(72)

где а—норма расхода топлива иа 100 км, л; Ст—цена 1 л
топлива, р.

4.	Затраты па смазочные материалы при пробеге 1000 км

SCH=lo£«смСсч,.,	(73)

<=1

где асч — норма расхода масла или смазки на 100 км пробега, кг;
ССМ1- —розничная цена 1 кг масла или смазки, р.
5.	Затраты (в р.) на шины при пробеге 1000 км определяем
с учетом наличия на выпускаемом автомобиле новых шин, т. е.

Зш = Сш(-£-Ч-А+1Л	(74)

где Сш —стоимость одной шины (с учетом стоимости камеры для
шин с камерами), р; п —число ходовых шин па автомобиле;
£,„ —средний срок службы шины, тыс. км; Lc —пробег автомо-
биля до его списания, тыс. км.

6.	Затраты на техническое обслуживание при пробеге 1000 км,
определяемые по тем операциям, где изменялась периодичность.
Трудоемкость или расход материалов (в руб.)

п

ST.O=Y-^,	(75)

гдеСт О(. —стоимость выполнения t-й операции обслуживания, р.;
Lpi—периодичность проведения i-й операции обслуживания;
i — изменяемые операции обслуживания.

Если затраты на смазочные материалы входят в стоимость выполне-
ния операций обслуживания [формула (75) 1, то их не учитываем
в затратах на смазочные материалы [формула (73)].

7.	Затраты на ремонт какого-либо элемента автомобиля при
пробеге 1000 км

^=-§•('-4?) 	<76>

где Ср —стоимость ремонта (или замены) элемента автомобиля,
руб.; £р —средний пробег автомобиля между ремонтами (или
заменой), тыс. км; £0 — пробег автомобиля до появления вероят-
ностной необходимости в ремонте (замене) элемента, тыс. км.

8.	Пробег автомобиля до появления вероятностной необходи-
мости ремонта

Lo = L„-0,63Lp,	(77)

где Ln — средний пробег автомобиля до первого ремонта (замены)
элемента, тыс. км.

9.	В стоимость ремонта (замены) вводим стоимость трудовых
затрат, запасных частей, материалов и т. п., определяемую по
расцепкам станций технического обслуживания.

§ 57.	Примеры определения экономической эффективности

В целях повышения качества автомобиля в целом целесообразна поу.зловая
модернизация.

Повышение моторесурса двигателя. Средний пробег двигателя увеличился
с 85 до 100 тыс. км., что потребовало дополнительных капиталовложений
в сумме 80 гыс. р. Себестоимость двигателя при этом возросла с 200 до 21.’> р.
Определим годовую экономию, если стоимость капитального ремонта двигателя
246
составляет 175 р., а средний пробег после ремонта двигателя равен 66"<’> про-
бега до ремонта нового двигателя. Годовой выпуск автомобилей постоянен и
равен 50 тыс. Примем для данного примера средний годовой пробег равным
10 тыс. км, а срок службы автомобиля— 15 годам.

Находим средний пробег автомобиля между капитальными ремонтами дви-
гателей:

до повышения моторесурса

£р =- 0,66Lp = 0,66-85 = 56,1 тыс. км;

после повышения моторесурса

Lp = 0,66-100 = 66 тыс. км.

По формуле (77) определяем пробег, при котором появляется вероятност-
ная необходимость ремонта, тогда

до повышения моторесурса

/,(| = 85— 0,63-56,1 = 49,7 тыс. км;

после повышения моторесурса

Z.Q = 100 — 0,63-66 - 58,4 тыс. км;

по формуле (76) определяем затраты на ремонт; тогда
до повышения моторесурса

S' —	( 1 — А = 2 09 р •

56,1 V	150 )	’	Р ’

после повышения моторесурса

5р~ 66 V	150 )~ ,62 Р’’

где 150 —пробег автомобиля до списания, тыс. км.

Годовую экономию затрат у потребителей (па автомобиль) находим по фор-
муле (71); тогда

= (2,09 — 1,62) 10 = 4,7 р-

Среднегодовая экономия согласно формуле (69)

80

3,- = (200— 213) 50 ~г 4,7-50-5-=- = 509 тыс. р.

О

Повышение цены автомобиля согласно формуле (61)

1'2 — }^ = 4,7-5 = 23,5 р.

Таким образом, рассматриваемое мероприятие экономически эффективно,
так как обеспечивает для производства среднегодовую экономию в размере
509 тыс. р.

Увеличение периодичности обслуживания. Применение новой конструкции
шаровых наконечников рулевых тяг легкового автомобиля позволило увеличить
периодичность смазки с 2 до 50 тыс. км. Себестоимость комплекта из четырех
наконечников снизилась с 2,52 до 1,90 р.; дополнительных капиталовложе-
ний не потребовалось.

Расход солидола на смазку комплекта наконечников составляет 0,02 кг,
при цепе солидола 0,276 р. за 1 кг; трудовые затраты на смазку комплекта
наконечников составили 0,015 р. Тогда затраты на одну смазку комплекта

3	0,015 +0,008-4-0,276 = 0,023 р.,

где 0,008 —расход смазки на один наконечник, КГ.
По формуле (75) определяем затраты иа смазку после пробега 1000 км; тогда
для шарниров старой, конструкции

для шарниров новой конструкции
^.о = -^^ = 0.0П046 р.

По формуле (71) годовая экономия у потребителей
Р5 = (0,0115 —0,00046) 10 = 0,11 р.

где 10—годовой пробег автомобиля, тыс. км.

По формуле (70) находим годовой экономический эффект при годовых вы-
пусках автомобилей В, = 40 тыс., В2 — 60 тыс., В3 = 80 тыс., В4 = 90 тыс.,
В-, = 100 тыс., а также при К, — К2. тогда

3,. = [(2,52 — 1,90) 0,2 + 0,11] (40 + 60 + 80 + 90 + 100) = 85,6 тыс. р.

Таким образом, указанное изменение конструкции обеспечивает экономию
для предприятия в размере 86,6 тыс. р. в год.

Увеличение долговечности деталей. Применение новой стали для выпускных
клапанов четыре.хцилиидрового двигателя позволило повысить средний пробег
автомобиля со 120 до 180 тыс. км. Для внедрения новой стали потребовались
дополнительные капиталовложения в размере 20 тыс. р., а себестоимость клапана
увеличилась с 0,057 до 0,183 к.

С учетом увеличения на 20% срока службы новых клапанов средний пробег
между заменами этих клапанов составит:

для клапанов из старого материала

Lp = 0,8-120 = 96 тыс. км;

для клапанов из новой стали

Lp = 0,8-180 = 144 тыс. км;

Пробег автомобиля до появления вероятностной необходимости ремонта
согласно формуле (77) составит:

для клапанов из старого материала

Z-o = 120 — 0,63-96 = 59,5 тыс. км;

для клапанов из новой стали

/.„ = 180 — 0,63-144 =89,3 тыс. км.

Затраты па ремонт клапанов из старой стали, отнесенные к 1000 км пробега,

< - 1(1+ 4-1 /

Р 96

w) - «« ₽•

здесь [согласно формуле (76)], Ср = 10+ 4,-1, где стоимость работы по замене
клапанов равна Юр.; количество клапанов на автомобиле — четыре; цена од-
ного клапана 1 р.

Для клапанов из повои стали принимаем, что цепа детали остается без из-
менения; тогда

Годовая экономия у потребителей при пробеге 15 тыс. км за год согласно
формуле (71)

Рэ =(0,088— 0,039) 15 =0,735 р.
При годовом выпуске 140 тыс. автомобилей годовая экономия согласно
формуле (69)

20

Рэ = 4 (0,057 —0,0183) 140 +0,735-140-5-=440 тыс. р.

О

Увеличение срока службы шин. В результате улучшения качества материалов
шин их срок службы увеличился с 40 до 60 тыс. км. Цена одной шины также
увеличилась: оптовая с 12 до 15 р., а розничная с 55 до 70 р. Удельные за-
траты на шины при пробеге 1000 км согласно формуле (74) следующие:

до внедрения мероприятий по повышению срока службы шип

I	^-55(4~4-®г)-з-67р-

где пробег автомобиля до списания равен 150 тыс. км;

после внедрения мероприятий по повышению срока службы шин

Годовая экономия у потребителей согласно формуле (71)

Рэ= (3,67 — 2,33) 15 = 4 р,
где средний годовой пробег автомобиля равен 15 тыс. км.

Годовая экономия при выпуске 50 тыс. автомобилей согласно формуле (69)

Эг=5(12— 15) 50 + 4-50-5 = 250 тыс. р.

Приведенные расчеты являются примерными (условными) и принятые в них
абсолютные данные и коэффициенты для каждого конкретного случая необходимо
уточнять.

§ 58.	Оценка технического уровня автомобиля

Для оценки технического уровня ранее пользовались сравне-
нием абсолютных данных, характеризующих отдельные параметры
и показатели сравниваемых автомобилей по соответствующим
годам их выпуска. В настоящее время с такой методикой оценки
уже нельзя согласиться, так как необходимо освещать не только
то, чем данный автомобиль по своим особенностям отличается от
других, по и почему его предпочитает потребитель.

Для этой цели авторами была создана «интегральная» оценка
конкурентоспособности легковых автомобилей с учетом их техни-
ческого уровня. После длительного обсуждения эта оценка была
рекомендована Министерством автомобильной промышленности
СССР как РТЛ1 37.001.017—75.

В некоторых зарубежных технических журналах для сравне-
ния отдельных параметров и показателей технического уровня
легковых автомобилей была также применена подобная система
оценки, однако она отличается от рекомендуемой значительным
количеством оцениваемых качеств, которые кажутся сомнительными
и спорными. К ним следует отнести прежде всего вопросы эсте-
тики, престижности, удобства управления и эргономических
требований, еще не имеющих контрольных цифр. В пей не учтены
также вопросы стоимости, налоговой стоимости и страховки,
столь различные для каждого суверенного государства. И наобо-
рот, все элементы, могущие быть оценены цифровыми показате-
лями, учтены формулами, определенными в РТА! 37.001.017—75.

Предполагаемая «интегральная оценка» позволяет оценить
технический уровень и, в какой-то мере, конкурентоспособноегь
легковых автомобилей по степени совершенства конструкции,
характеризуемые относительными обобщенными показателями тех-
нического уровня сравниваемых моделей. Интегральная оценка
легковых автомобилей позволяет определить занимаемое автомоби-
лем данной модели место среди аналогов, технический уровень
разрабатываемых и выпускаемых моделей, а также планировать
показатели перспективных автомобилей.

Отличительной особенностью данной методики от ранее суще-
ствовавших является получение единой обобщенной количествен-
ной оценки. Эта методика заключается в получении комплексной
оценки легковых автомобилей, основанной на сравнении совокуп-
ности показателей оценки исследуемой модели с соответствующей
совокупностью показателей образца, взятого для сравнения
(модуля). Подбор моделей для сравнительной оценки основан на
выборе моделей аналогов, обладающих общими классификацион-
ными признаками, функциональными назначениями, масштабами
производства и условиями эксплуатации.

Оценка конкурентоспособности легковых автомобилей с учетом
их технического уровня, складывается из оценок отдельных
качеств автомобиля. Эти показатели характеризуют долговечность
и прочность, конструктивно-технологические решения, удобство
пользования обслуживания, ремонта и экономическую эффектив-
ность при эксплуатации в зависимости от назначения автомобиля.

Отдельные качества оцениваем расчетным методом па основа-
нии теоретических или эмпирических зависимостей отдельных
показателей и параметров, что обеспечивает объективность оценки.
Мы оцениваем степень совершенства конструкции, т. е. проводим
сравнительную оценку, поэтому рассматриваем не абсолютные
характеризующие автомобиль, а относительные — удельные пока-
затели.

Количественная характеристика совокупности качеств иссле-
дуемой модели и определяет занимаемое каждой моделью месте
среди ее аналогов — конкурентов. Метод суммирования частных
показателей, характеризующих различные качества и отличаю-
щихся размерностью, в один обобщенный относительный пока-
затель автомобиля условен, но позволяет анализировать тенден-
ции повышения технического уровня автомобилей.

Возможность учета тенденций развития как общим показателем
исследуемых качеств автомобиля, так и составляющими этого
показателя, позволяет оценивать конкурентоспособность вновь
разрабатываемых моделей и ориентироваться в вопросах времени
начала производства автомобилей данной модели и прекращения
производства. Интегральная оценка легковых автомобилей не
250
абсолютна. Она, с одной стороны, отражает определенный уровень
развития научно-технического прогресса, а с другой стороны —
изменение требований общества к отдельным показателям.

Первое заложено в выборе данного образца (модуля), принятого
для сравнения и характеризующего определенный уровень раз-
вития техники (отечественной или зарубежной, достигнутый или
перспективный). Второе отражено при учете значимости отдельных
показателей, входящих в общую оценку, с использованием коэф-
фициентов, отражающих требования общества к автомобилю в соот-
ветствии с его назначением.

Необходимость оценки технического уровня и конкуренто-
способности возникает на стадиях разработки проекта, производ-
ства и эксплуатации, поэтому интегральный метод в принципе не
зависит от стадии, на которой проводят оценку, за исключением
стадии выбора образца (модели—модуля) и значений отдельных
показателей, входящих в общую оценку.

При интегральной оценке необходимо провести следующие
подготовительные этапы:

определение номенклатуры показателей важнейших техниче-
ских и эксплуатационных свойств сравниваемых автомобилей;

установление функциональных зависимостей отдельных пара-
метров и показателей, отражающих степень совершенствования
конструкции; расчет коэффициентов весомости отдельных показа-
телей качества по отношению к остальным показателям;

определение необходимых показателей образца (модуля);

расчет удельных показателей отдельных технико-эксплуата-
ционных свойств;

определение суммарных показателей отдельных качеств авто-
мобиля;

расчет обобщенного интегрального показателя.

§ 59.	Номенклатура показателей, принятых
для интегральной оценки

Номенклатура показателей оценки конкурентоспособности
легковых автомобилей характеризует технический уровень рас-
сматриваемых изделий по их важнейшим качествам и свойствам.
Это показатели назначения, отражающие полезный эффект от
использования продукции и обусловливающие область ее примене-
ния. Из всех возможных параметров и показателей, характеризую-
щих технический уровень легковых автомобилей, выделено пять
условных групповых показателей, каждый из которых синтезирует
несколько технических характеристик автомобиля и имеет тенден-
цию к х величеиию абсолютных значений при улучшении соответ-
ствующего качества автомобиля.

В данной методике установлены следующие групповые оценоч-
ные показатели легковых автомобилей:
П — показатель оценки совершенства конструкции двигателя,
а также энерговооруженности автомобиля (далее условно име-
нуемый — оценка двигателя);

Пк — показатель оценки важнейших элементов комфортабель-
ности, т. е. вместимости, уровня шума и плавности хода (оценка
комфортабельности);

Пб — показатель оценки безопасности, заложенной в конструк-
ции узлов и агрегатов автомобиля (оценка безопасности);

Пэ — показатель оценки топливной экономичности, трудоем-
кости обслуживания и ремонта автомобиля (оценка эксплуата-
ционных затрат);

Пи — показатель оценки нагруженности шасси, кузова и
надежности двигателя, определяющий надежность и прочность
автомобиля (оценка надежности).

Количественную характеристику значимости каждого из пяти
групповых показателей назовем коэффициентом весомости
(табл. 34), отражающим (в процентах) долю, приходящуюся на

Козффициенты весомости групповых показателей оценки
в соответствии с классом автомобиля

Таблица 34

Класс автомобиля	Условные показатели оценки				
	двига- теля, Лд	кузова,	безопас- ности, Л'б	эксплуата- ционных затрат, Л'э	надеж- ности, Л'и
Автомобили индивидуального пользования					
Особо малый	0,90	0,80	1,10	1,20	1,00
Малый	0,90	1,00	1,10	1,00	1,00
Средний	1,00	1,10	1,10	0,90	0,90
Автомобили служебного			пользования		
Малый	0,80	0,90	1,10	1,10	1,10
Средний	1,00	1,00	1,10	0,90	1,00
	Автомобили такси				
Малый	0,90	0,70	1,10	1,20	1,10
Средний	0,90	0,70	1,10	1,20	1,10

данный групповой показатель в общей оценке—в интегральном
показателе конкурентоспособности легкового автомобиля

== ПСКД П,.1\к -К ПйКб ф- ПЭКЭ ф- ЛНК„-	(78)

Каждый из пяти перечисленных показателей оценки состоит из
нескольких удельных показателей, полученных сравнением тех-
нических и эксплуатационных показателей исследуемой модели
с соответствующими показателями образца (модель—модуль).
252
В показателе оценки двигателя использованы показатели
оценки динамики автомобиля, мощности и приспособляемости
двигателя. В свою очередь, для оценки динамики автомобиля
использованы показатели максимальной скорости разгона автомо-
биля и времени разгона. Для показателя оценки двигателя исполь-
зован также показатель номинальной мощности. Для оценки
приспособляемости двигателя использован уже известный услов-
ный показатель, отражающий возможность преодоления автомо-
билем подъемов без перехода на низшую передачу как благодаря
запасу крутящего момента, так и за счет использования кинети-
ческой энергии, запасенной автомобилем при движении с макси-
мально возможной скоростью.

Приспособляемость двигателя оценивают по показателю макси-
мального крутящего момента и момента при номинальной мощ-
ности, а также по соответствующим им частотам вращения колен-
чатого вала двигателя. Для оценки комфортабельности использо-
ваны показатели вместимости пассажирского помещения, размеров
багажника, уровня шума внутри пассажирского салопа и плав-
ности хода. Вместимость пассажирского помещения кузова оцени-
вают по показателям его полезной длины и ширины подушки
заднего сиденья. Плавность хода оценивают при сравнении чисел
колебаний передней и задней подвесок.

Для оценки безопасности конструкции использованы показа-
тели управляемости автомобиля, его тормозные свойства и соответ-
ствие конструкции автомобиля правилам ООН. Для оценки управ-
ляемости, т. е. свойства автомобиля подчиняться траекторному и
курсовому управлению, использованы показатели статической
устойчивости и динамической поворачиваемости, а также аэроди-
намической устойчивости автомобиля. Для этой цели использованы
показатели скорости движения автомобиля по «кругу» и по «змейке»
а также снос автомобиля при действии бокового ветра (см. табл. 19
и 20).

Тормозные свойства автомобиля оценивают, используя услов-
ный показатель, характеризующий потенциальную возможность
тормозного механизма передних колес. Потенциальную возмож-
ность тормозной системы оценивают нагрузкой, приходящейся на
единицу площади тормозных элементов передних колес, с учетом
радиуса тормозного элемента и статического радиуса колеса
(см. табл. 15 н 16).

Эксплуатационные затраты оценивают, используя условный
показатель, отражающий эксплуатационный расход топлива, число
пассажирских мест по нормативу, а также стоимость обслужива-
ния и текущего ремонта. Для получения показателя оценки
надежности применены уже известные показатели нагруженности
шасси и кузова и показатель долговечности двигателя. Для оценки
нагруженности шасси и кузова использован показатель —сна-
ряженная масса автомобиля, приходящаяся на горизонтальную
проекцию. Однако для учета прогрессивности конструкции перед-
пепрпводных автомобилей, как правило, имеющих массу на 10"»
меньшую массы аналогичных автомобилей при классической компо-
новке, показатель их снаряженной массы умножают па коэффи-
циент, равный 1,1 при поперечном положении двигателя и 1,08 при
продольном.

Для оценки долговечности двигателя использованы показатели
средней скорости поршня и частота вращения коленчатого вала
двигателя при прохождении автомобилем 1 км с включенной
высшей передачей.

Основными источниками сбора данных по техническим харак-
теристикам оцениваемых моделей являются отчеты испытаний
проводимых одинаковыми методами в аналогичных условиях. Это
обеспечивает сопоставимость результатов и объективность оценки.
При оценке иностранных образцов, не прошедших испытаний
в СССР, берут данные, приведенные в «тестах», опубликованных
журналами «Automotor & Sport» и «Mot Auto Journal» (ФРГ),
а также данные ежегодного Женевского каталога по легковым
автомобилям. В исключительных случаях можно использовать и
другие источники получения данных технических характеристик
автомобилей и результатов их испытании. В этих случаях необ-
ходимо обращать внимание на методику получения данных и их
сопоставимость. Важно, чтобы исходные данные были взяты из
одного информационно-технического источника, так как это обес-
печивает одинаковый подход к измерению параметров и пока-
зателей.

Значения параметров и показателей отечественных легковых
автомобилей берут из принятых в СССР нормативных документов.
Для сопоставимости данных отечественных и зарубежных автомо-
билей необходимо принять следующее.

Показатели динамики при нагрузке водитель и один пассажир.
Номинальная мощность, максимальный крутящий момент и соот-
ветствующие частоты вращения коленчатого вала двигателя брать
по ДИН. Полезную длину пассажирского помещения берут как
сумму расстояния от середины выжатой педали подачи газа до края
переднего сиденья, глубины переднего сиденья и расстояния от
задней стенки спинки переднего сиденья до спинки заднего си-
денья. По этой же схеме дают размеры немецкие журналы «Auto-
motor & Sport» и «Alot Auto Journal» и итальянский журнал
«Quattre ruote».

Ширину подушки заднего сиденья берут наибольшую. Объем
багажника измеряют при помощи набора мерных кубиков со сторо-
ной 10 пли 20 см, что соответственно равно объему одного или
восьми литров. Уровень шума в салоне определяют для скорости
движения, равной 100 км'ч при высшей передаче.

В случае отсутствия данных по уровню шума зарубежных
моделей рекомендовано пользоваться ориентировочными величи-
нами: для автомобилей особо малого класса принимают 76 Дб
(шкала А), для малого класса —70 Дб (шкала Л) и для среднего
254
класса 68 Дб (шкала А). Значения этих показателей получены
при осреднении данных для автомобилей зарубежных моделей
только с бензиновыми двигателями.

Скорость движения по «кругу» замеряют при движении автомо-
биля с максимально возможной скоростью по окружности диамет-
ром 65 м; нагрузка — водитель и один пассажир; грунт •— асфальт.
Скорость движения по «змейке» замеряют при движении автомо-
биля с максимально возможной скоростью по участку с вешками,
расставленными через 18 м; нагрузка — водитель и один пассажир;
грунт — асфальт.

Боковой снос замеряют при движении автомобиля со скоростью
100 км/ч и действии па пего бокового ветра, создаваемого аэроди-
намической установкой. Скорость потока ветра 80-—90 км, ч;
нагрузка —водитель и один пассажир; грунт —асфальт.

Скорость движения «по кругу», «змейке» и боковой снос для
автомобилей зарубежных моделей приведены в немецком журнале
«Automotor & Sport» в разделе Vergleich, а также в итальянском
журнале «Quattre ruote» в разделе Prove.

В случае отсутствия точных данных следует пользоваться
ориентировочными показателями (см. табл. 19 и 20), полученными
осреднением конкретных результатов испытаний зарубежных авто-
мобилей в соответствии с определенными типами подвески п при-
вода.

Площадь тормозных элементов берут только для передних
колес с дисковыми тормозами. В случае отсутствия у автомобиля
данной модели дисковых тормозов на передних колесах условно
пересчитывают площади фрикционных накладок барабанных тор-
мозов передних колес на площади фрикционных накладок диско-
вых тормозов. Переводной коэффициент при этом равен 0,45.
За радиус тормозного элемента условно принимают наружный
радиус тормозного диска или радиус рабочей поверхности бара-
бана. Площади и радиусы тормозных элементов для зарубежных
моделей берут из ежегодных номеров Женевского каталога легко-
вых автомобилей и в «тестах» журнала «Autocar» (Великобритания).

Условное число пассажиров (считая водителя) определяют,
исходя из следующего:

независимо от ширины сиденья, в переднем ряду сидений
размещают только двух человек (водитель и пассажир);

возможное число пассажиров на заднем сиденье определяют по
отношению к условной ширине, принятой в СССР для размещения
одного человека и равней 480 мм. Если в результате будет получено
целое число с остатком, большим 240 мм, то его округляют в боль-
шую сторону, а при остатке, меньшем 240 мм, результатом считают
только целое число.

Степень соответствия конструкции автомобиля международным
требованиям безопасности конструкции определяют по отношению
числа выполненных правил к числу правил, принятых на данное
время. Автомобили, прошедшие омалогацию, т. е. получившие
255
знак Е, имеют 100%-пое выполнение правил. Модели автомобилей,
вошедшие в Женевский каталог легковых автомобилей, полностью
отвечают правилам безопасности конструкции. Их степень соот-
ветствия требованиям безопасности конструкции равна единице.

Расход топлива можно определять или по Дин 70030 или,
лучше, по синтетической формуле (см. стр. 20).

Стоимость обслуживания и текущего ремонта относят к 100 км
пробега. Для сопоставимости данных с данными автомобилей
зарубежных моделей стоимость обслуживания автомобилей отече-
ственных моделей рекомендовано выражать в конвертируемой
валюте и ежегодно уточнять.

Рекомендуется брать данные для автомобилей зарубежных
моделей из журнала «Mot Auto Journal» (ФРГ), раздел Betriebkos-
ten, графа Werkstatt или из «тестов», приведенных в той же графе.

Значимость каждого из рассматриваемых качеств, входящих
в общую оценку, определена экспертным методом пли анкетным
опросом специалистов и выражена в баллах. Показатели значи-
мости — коэффициенты весомости приводят (см. табл. 34) для всех
рассматриваемых классов легковых автомобилей. Требования
к легковым автомобилям могут изменяться во времени, поэтому
и весомость отдельных показателей является величиной пере-
менной. Чтобы отразить изменившиеся требования к изделию,
необходимо периодически пересматривать эги коэффициенты весо-
мости.

Абсолютные величины коэффициентов весомости отражают
назначение автомобиля и его принадлежность к определенной
классификационной группе. Суммарная величина коэффициентов
весомости всех пяти исследуемых качеств автомобиля, независимо
от его принадлежности к классификационной группе, постоянна и
принята равной 5,0 баллам.

За образец, взятый для сравнительной оценки, можно принять
любую существующую модель или условную модель—модуль,
отвечающую требованиям, зависящим от цели оценки.

Конкретную модель, служащую образцом для сравнения, .
выбирают из числа определяющих уровень развития техники
моделей, аналогичных по назначению, условиям эксплуатации и
выпускаемых в СССР или за рубежом.

Людель—модуль может отражать следующее: средний достигну-
тый мировой уровень развития автомобилестроения; высший
достигнутый мировой уровень; высший достигнутый отечественный
уровень; экономически оптимальный уровень; перспективный
уровень развития автомобилестроения.

При выборе в качестве модели—модуля конкретного автомо-
биля условием, определяющим достоверность модели, является ее
широкое использование па внутреннем и внешнем рынках. Пока-
затели и параметры, регламентируемые типажом и принятые
в качестве показателей модели—модуля, можно использовать для
оценки проекта.
Планируемые показатели модели—модуля устанавливают, ана-
лизируя требования потребителя и учитывая требования внутрен-
него и внешнего рынков. Кроме того, необходим анализ последних
достижений науки и техники. Конечно, планируемые показатели
модели—модуля должны обеспечивать получение необходимого
экономического эффекта в народном хозяйстве и определять эконо-
мическую целесообразность повышения уровня качества на опре-
деленный период времени. Значения параметров и показателей
модели—модуля для оценки других моделей, находящихся в про-
изводстве, являются средними арифметическими величинами этих
же характеристик автомобилей-аналогов.

Условные обозначения оценочных параметров и показателей,
необходимых для интегральной оценки, следующие:

Условные
обозначения
Максимальная скорость, км/ч.............................. —

Максимальный крутящий момент (по ДИН), кге-м .	... М

Номинальная мощность (по ДИН), л. с...................... —

Время разгона автомобиля с места до скорости 100 км[ч, м . . .	—

Частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном

крутящем моменте (по ДИН).............................. ......

Частота вращения коленчатого вала двигателя при поминальной
мощности (по ДИН)........................................ —

Полезная длина кузова (сумма расстояния от середины нажатой
педали управления дроссельными заслонками до канта перед-
него сиденья, длины подушки переднего сиденья и расстояния
от спинки заднего сиденья до спинки переднего), измеряемая
по горизонтали на уровне подушки заднего сиденья, мм . . .	—

Ширина подушки заднего сиденья (максимальная), мм........ —

Объем багажника, м3.............................................. Б

Уровень внутреннего шума, замеряемый при скорости 100 км/ч
на уровне головы водителя, До (по шкале А)....................... Ш

Скорость движения по кругу диаметром 65 м (грунт асфальт, число

пассажиров—-2), км,ч............................................ —

Снос под действием бокового ветра, дующего со скоростью 80—

90 км/ч при движении автомобиля со скоростью 100 км/ч (грунт —
асфальт, число пассажиров — 2), м.............................. Си

Скорость движения по «змейке» при расстоянии между вешками

18 м (грунт — асфальт, число пассажиров — 2), км,ч.............. —

Площадь накладок тормоза переднего колеса, см2 ......	—

Масса снаряженного автомобиля, кг................................. —

Условный радиус тормозного элемента, см........................... —

Радиус колеса статический, мм.................................... —.

Расход топлива (ДИН 70030, § 6) на одного пассажира ч 100 км О

Число пассажиров (расчетное) ................................. —

Стоимость технического обслуживания и технического ремонта

па каждые 100 км при эксплуатации с пробегом, равным 15 тыс. км
в год, марки ФРГ................................................ Ц

Полная масса автомобиля, кг........................................ —

Длина автомобиля, мм . . .	. .	. .	L

Ширина автомобиля, мм.............................................. В

Ход поршня, мм..................................................... —

Длина окружности катящегося колеса, мм............................ Ок

Передаточное число главной передачи ............................... Р

Число колебаний передней подвески в мин....................... Пп

Число колебаний задней подвески в мин ........................ Пз
Расчет условных оценочных параметров и показателей выпол-
няют по следующим формулам.

1.	Двигатель

//д= Уд+^+Ум.^	(79)

где Ул—оценка динамики; Уп—оценка приспособляемости;
Ум — оценка мощностных показателей.

2.	Кузов

/7К = -У° + Уц- + У* Кк,	(80)

О

где Ун — оценка вместимости пассажирского помещения; Уш —
оценка уровня внутреннего шума в пассажирском салоне; Ух —
оценка плавности хода.

3.	Безопасности конструкции

Уу + Ут + Уб	(81)

11 б —	§ “Л б,

где Уу—оценка управляемости; Ут—оценка тормозных ка-
честв; Уб — оценка соответствия конструкции требованиям безо-
пасности.

4.	Эксплуатационные затраты

Пэ	(82)

где Уэ — оценка топливной экономичности; Ут. 0 — оценка тру-
доемкости ТО и ТР.

5.	Условная оценка надежности

Лн==Л'-а + Ун.дЛн>	(83)

где Уи а — оценка нагруженности шасси и кузова; У1Ь д — оценка
надежности двигателя.

6.	Общая интегральная оценка конкурентоспособности легко-
вых автомобилей — по формуле (78).

§ 60.	Специальные требования

Специальные требования, кратко изложенные в техническом
задании, в пояснительной записке должны быть подтверждены
техническими и экономическими расчетами, свидетельствующими
об обоснованности и осуществимости этих требований.

Специальные требования уточняют характерные особенности
автомобиля: долговечность; техническое обслуживание; безопас-
ность движения; систему модификаций; характер организации
производства и его объем; унификацию со старыми моделями и
другими автомоби лями.
258
Патентная чистота. Составляя техническое задание и приводя
компоновочные работы по автомобилю в целом и по его агрегатам,
необходимо помнить, что с 1967 г. СССР вступил в конвенцию
по защите прав изобретателей и собственников патентов. Каждая
использованная зарубежная конструкция требует покупки лицен-
зий, без чего экспорт будет невозможен. Поэтому наряду с разра-
боткой эскизных компоновок, необходимо проводить патентный
поиск, который поможет установить, есть ли в мировом производ-
стве аналогичные конструктивные решения, защищенные патен-
тами, и в каких именно странах.

На основании проведенного патентного поиска, необходимо
составлять ведомости по форме, приведенной в табл. 35, вначале
по каждому агрегату, а затем свести в общую таблицу.

На основании табл. 35 для всех агрегатов должен быть состав-
лен патентный формуляр по утвержденной форме на данное

Таблица 35

Ведомость патентного поиска по агрегату-двигателю

Наименование патента	Страна, где взят патент	№ патента	Дата деистви я патента	Фирма держатель патента	Ответ- ствен н ьш разработчик в СССР
Терморегулирую- щая вставка порш- ня	США	2661256	1.12.  1970 г.	Не известна	ГАЗ
Ребро жесткости на юбке поршня	Франция	1291556	3.11.  1980 г.	Татра	ГАЗ
Миогозаходная маслосъемная ка- навка коленчатого вала двигателя	Австрия	185634	15.8.  1973 г.	Даймлер Бенц	ГАЗ
Механизм враще- ния клапана двига- теля	США	2803265	25.3.  1969 г.	Форд	ГАЗ

изделие. Формуляр целесообразно рассмотреть совместно с экспор-
тирующими организациями, после чего можно принимать решения
о покупке лицензии или о проведении дополнительного конструк-
торского поиска, для того чтобы не пользоваться данным патентом.

Принимая решения, следует учитывать не только качество
изделия, но и время, необходимое для создания патентно «чистой»
конструкции. Приобретая лицензию, одновременно покупают и
технологический процесс изготовления изделия, что может быть
ценнее самой конструкции, или оговаривают помощь фирмы-
владельца патента при освоении новых деталей на отечественных
заводах. Технологические преимущества, получаемые в результате
покупки лицензии, могут значительно ускорить освоение новых
узлов или моделей и способствовать этим скорейшему возмещению
расходов на покупку лицензии благодаря экспорту.

9*	259
Расчеты. Значение теоретических расчетов при перспектив-
ном прогнозировании и создании новых конструкций весьма ве-
лико, несмотря на большое количество аналитических, конструк-
тивных и экспериментальных работ, проводимых одновременно.

Эксперимент может быть поставлен только после рассмотрения
теоретических зависимостей, по которым оценивают эксплуата-
ционные свойства автомобиля. Физическая сущность экспери-
мента может быть выяснена только после проработки полученных
данных с использованием теоретического анализа.

Теоретические расчеты позволяют по-новому подойти к стати-
стическому анализу. Примерами теоретических исследований
могут служить работы в области выявления зависимостей при
классифицировании автомобилей, выбора мощностных показате-
лей, определяющих динамические качества автомобилей, оценки
показателей массы, характеристик управляемости и прочностных
качеств кузовов, нагрузочных режимов трансмиссий. Только на
основании теоретических расчетов можно установить взаимные
связи между отдельными рабочими процессами, определяющими
эксплуатационные свойства автомобиля.

Использование теоретических расчетов дает возможность при-
менять электронно-вычислительные машины, что значительно
увеличивает возможности рассмотрения вариантов определения
показателей отдельных агрегатов, например подвески, влияющих
также па эксплуатационные свойства автомобиля в целом.

При подготовке материала, позволяющего установить пара-
метры и показатели автомобилей перспективных моделей, можно
проводить теоретические расчетные работы по определению:

удельных мощностей или удельной нагрузки от массы, исходя
из заданных показателей разгона;

передаточных чисел главной передачи;

характеристики управляемости экспериментального легкового
автомобиля;

коэффициентов корреляции зависимостей рабочего объема,
мощности, удельной мощности и т. п. от сухой массы автомобиля,
а также эмпирических зависимостей между этими величинами;

теоретически возможной цены легкового автомобиля, продавае-
мого индивидуальным владельцам и т. и.

оптовой цены на новую автомобильную технику.
Часть вторая

Общая
компоновка
автомобиля

Глава XI

Разработка общей компоновки автомобиля

Среди большого разнообразия компоновочных схем наибольшее
распространение па легковых автомобилях имеет так называемая
классическая схема, при которой двигатель расположен спереди,
а ведущими являются задние колеса. Поэтому процесс разра-
ботки общей компоновки ниже рассмотрен па примере такой
схемы.

Для полноты представления описание процесса общей компо-
новки основано на предположении, что все агрегаты автомобиля
проектируют вновь. Принятый ниже порядок изложения идеален
в том смысле, что основан на логической последовательности выпол-
нения отдельных этапов работы. На практике общую компоновку
автомобиля усложняют многочисленные ограничения. Компонов-
ку выполняют последовательными приближениями с проработкой
различных вариантов. Компонуя автомобиль, компоновщик по-
стоянно вынужден возвращаться к уже проделанной работе
в поисках наилучшего компромисса.

Общую компоновку легкового автомобиля можно начать с пла-
нировки салона, в первую очередь с размещения водителя и пас-
сажиров, для чего применяют двухмерные шаблоны, согласован-
ные с трехмерным посадочным манекеном, воспроизводящим
формы и массу человека.

§61.	Внутреннее пространство

Шаблоны. Показанные па рис. 101 шаблоны предназначены
для представления на чертежах результатов замеров, полученных
с использованием манекена. Шаблоны состоят из элементов туло-
вища, бедра, голени и ступни, соединенных шарнирно. Для уста-
новки и измерения углов между осями элементов, шарниры снаб-
жены угловыми шкалами. Углы можно фиксировать, используя
запорные устройства, предусмотренные в шарнирах. Для уста-
новки элемента туловища и измерения угла между его осью и вер-
тикалью, к элементу туловища присоединена линейка, шарнирное
соединение которой также имеет угловую шкалу и запорное
устройство.
Шаблоны для трех (10, 50 и 90"<>-ных) уровней репрезентатив-
ности 1 взрослых мужчин различаются длиной элементов бедра и
голени. Шаблоны выполняют в масштабах 1:1, 1:5, 1 : 10 из
листового дюралюминия пли органического стекла

Рис. 101. Двухмерный шаблон

уровень репре-
зентативности, %	10	ГО	90

длина голе-

ни ?г, мм	390 417	144

длина бедра/$. мм 408 432	156

Положение шаблона на сиденьи задают координатами центра
тазобедренного шарнира (точка Н), углом наклона оси элемента
туловища к вертикали и углами между осями отдельных элементов.

Размещение водителя. Начинают размещение водителя с по-
строения па чертеже (рис. 102) внутренних, обращенных в сторону

Рис. 102. Размещение водителя:

1 — перегородка моторного отсека; 2 — ковер; 3 — туннель;
4 — пол; 5 — уровень сжатой подушки сиденья

салопа, линий границ пола, наклонной панели пола и перегородки
моторного отсека (поверхность ковра пли обивки), которые исполь-
зуют в качестве базы для координирования размеров, определяю-
щих посадку водителя.

1 Уровень репрезентативности — величина, выражаемая в процентах, соот-
ветствующая части населения при сплошном отборе индивидов, у которой чи-
сленное значение какого-либо антропометрического признака меньше или равно
его заданной величине (ГОСТ 20304—74).
262
Линию перегородки моторного отсека обычно располагают
вертикально, а линию наклонной панели пола — под углом 40
6()° к горизонтали. При этом длина наклонной панели пола должна
быть достаточной для помещения ступни шаблона, т. е. не менее
306 мм. На автомобилях с небольшой базой положение наклонной
панели пола может определяться контуром кожуха пере щего
колеса. Затем наносят линию уровня подушки сиденья, сжатой под
действием веса водителя. С учетом толщины структурных элемен-

Рпс. 103. Типы применяемых регулирований

положения сиденья водителя

тов подушки и механизма регулирования положения сиденья
расстояние между уровнями сжатой подушки и пола должно быть
не менее 100 мм.

Сиденье водителя должно иметь устройство для регулирования
его положения относительно кузова (вернее органов управления),
позволяющее приспособить сиденье к индивидуальным  особен-
ностям сложения водителя. Механизм регулирования может быть
выполнен так, что сиденье будет облагать одной, двумя или тремя
степенями свободы и иметь возможность перемещаться':

прямолинейно по горизонтали (рис. 103, а);

прямолинейно под углом к горизонтали так, что перемещение
вперед сочетается с подъемом (рис. 103, б);

по дуге окружности так, что перемещение вперед сочетается
с подъемом и наклоном вперед (рис. 103, в);

независимо прямолинейно по горизонтали и по вертикали
(рис. 103, г);

независимо прямолинейно по горизонтали и по вертикали и
независимо от этих двух перемещений изменять у гол наклона
(рис. 103, д).

При двух первых способах регулирования в конструкции
сиденья иногда предусматривают дополнительное регулирование
углового положения спинки относительно ирдхП ки сиденья.
Обычный диапазон горизонтального перемещения сиденья
составляет 90—140 мм; регулирование осуществляется ступенями
по 13—16 мм или бесступенчато. Диапазон вертикального переме-
щения сиденья составляет 30—60 мм; регулирование осуществля-
ется ступенями, примерно по 6,5 мм или бесступенчато. Диапазон
углового перемещения сиденья равен 5—10°. Регулирование
осуществляется ступенями по 1—2“ или бесступенчато.

Для определения положения сиденья используют шаблон для
90?о-пого уровня репрезентативности; при этом сиденье предпола-
гается установленным в самом заднем и нижнем положении.
Вначале выбирают угол наклона оси элемента туловища шаблона
к вертикали, который обычно составляет 20—30°. Затем линейку,
шарнирно укрепленную к элементу туловища (см. рис. 102),
устанавливают под выбранным углом и фиксируют запорным
устройством.

Когда элемент ступни находится на линии наклонной панели
пола, нижняя точка элемента бедра лежит на линии уровня сжатой
подушки сиденья, а линейка, жестко зафиксированная на эле-
менте туловища, располагается вертикально, тогда шаблон зани-
мает «свое» положение. Посадка может быть признана удовлетвори-
тельной, если углы между отдельными элементами шаблона не
выходят из следующих пределов: между элементом ступни и
осью элемента голени 75—130е; между осями элементов голени и
бедра 80—170е; между осями элементов бедра и туловища 60—110°.

Найденное положение шаблона фиксируют на чертеже. Далее
на чертеж наносят принятую траекторию перемещения сиденья,
проверку повторяют для среднего и самого переднего и верхнего
положений сиденья, используя шаблоны соответственно для 50 и
lOVu-Horo уровней репрезентативности. Если углы между отдель-
ными элементами шаблонов не выходят из указанных выше пре-
делов, то выбранные положения сиденья могут быть признаны
удовлетворительными.

Глубину подушки сиденья водителя принимают равной 450—
500 мм, а действительную высоту подушки спинки, находящейся
в контакте со спиной водителя, равной 500—560 мм.

Размещение па общем переднем сиденьи двух человек — води-
теля и одного пассажира, не составляет проблемы и в этом случае
вопрос о минимальной ширине сиденья не возникает. Для обеспе-
чения удобства посадки водителя и двух пассажиров ширина
подушки переднего сиденья должны быть не менее 1550 мм.

Размещение пассажира. После того, как будет найдено поло-
жение водителя, приступают к размещению пассажира, сидящего
на заднем сиденьи. В качестве заднего сиденья применяют сиденье
с одной общей подушкой для трех пли двух пассажиров или два
одноместных сиденья, расположенных по обеим сторонам туннеля
в полу.

Два отдельных сиденья, особенно распространенные на автомо-
билях типа Грапд-туризм, позволяют достичь минимальной габа-
264
ритной высоты автомобиля при комфортабельной посадке с хоро-
шей фиксацией против боковых перемещений, что весьма суще-
ственно для автомобилей с высокими скоростными показателями.
Чтобы разместить пассажира (рис. 104), на чертеж предварительно
наносят линию уровня подушки сиденья, сжатой под действием
веса пассажира. Расстояние между уровнями сжатой подушки
сиденья и пола для обеспечения комфортабельности не должно
быть менее 100 мм.

Толщину сжатой подушки над туннелем для автомобилей
с малой высотой иногда уменьшают до 50 мм и в этом, крайнем.

Рис. 104. Размещение пассажира:

1 — ковер; 2 — задняя сторона сиденья водителя; 3 — ко-
жух колеса; 4 рама; 5 уровень сжатой подушки сиденья;

6 туннель; 7 ноя

случае, конечно не обеспечивается комфортабельность для пасса-
жира, сидящего па середине сиденья. Затем на чертеж наносят
контурную линию задней стороны сиденья водителя, для чего
используют предварительную компоновку си денья пли эскизы,
снятые с уже осуществленного и испытанного образца сиденья,
признанного подходящим для использования в качестве аналога.
Сиденье водителя должно быть изображено передвинутым назад
и вниз на полную величину горизонтального и вертикального
перемещений.

Но принятым ограничивающим линиям иола, уровня подушки
сиденья, сжатой под действием веса пассажира, и задней стороны
сиденья водителя при помощи шаблона тля 90%-ного уровня
репрезентативности выбирают положение пассажира так, чтобы
обеспечивался достаточный зазор между линией задней стороны
сиденья водителя и элементом голени шаблона. При этом значения
углов между отдельными элементами шаб юна и угла наклона оси
элемента туловища к вертикали должны находиться в пределах,
указанных выше при размещении водителя.
Угол между элементом ступни и осью голени шаблона должен
приближаться к верхнему пределу, так как для удобства посадки
ступня пассажира должна быть расположена на слегка наклонен-
ном (под углом 10—15") участке пола. Найденное положение шаб-
лона фиксируют на чертеже.

При размещении пассажира в кузове типа лимузин с перегород-
кой между пассажирским отделением и отделением водителя поло-
жение ног пассажира определяется формой и траекторией переме-

Рис. 105. Цилиндрическое опускное
стекло перегородки кузова типа лиму-
зин

Рис. 106. К определению высоты авто-
мобиля в плоскости симметрии

щения опускного стекла. Для кузова с тремя рядами сидений
возможно некоторое увеличение свободного пространства (по
длине) для коленей пассажира, сидящего на откидном сиденьи,
благодаря применению наклонного плоского или цилиндрического
опускного стекла перегородки (рис. 105).

Подушку заднего сиденья обычно выбирают глубиной 480—
520 мм, а действительную высоту подушки спинки, находящейся
в контакте со спиной пассажира, принимают равной 540—600 мм,
т. е. несколько большей, чем для сиденья водителя.

Минимальную ширину подушки общего заднего сиденья и
внутреннего пространства кузова па уровне плеч пассажиров при
«нависающих» подлокотниках, не уменьшающих полезную ширину
подушки сиденья, принимают равной 1200 мм при двух и 1450 мм
при трех пассажирах на заднем сиденьи.

Контурная линия крыши и положение глаз водителя. Для опре-
деления уровня верхней точки головы и положения глаз водителя
и пассажира из центра тазобедренного шарнира шаблона под углом
8 (рис. 106) к вертикали, вне зависимости от выбранного угла
наклона оси элемента туловища, проводят прямую линию. При
этом сиденье водителя принимают установленным в среднем поло-
жении подлине и высоте. Вдоль этой прямой от центра тазобедрен-
ного шарнира шаблона откладывают 765 и 640 мм. В первом
266
приближении точка 1 соответствует наиболее высокой точке головы
водителя или пассажира (50%-ного уровня репрезентативности),
а точка 2 — его глазам.

Отложив минимально допустимую высоту потолка над головой
водителя или пассажира (не менее 100 мм) и общую толщину крыши
(толщина металла, изоляции и обивки), равную 15—25 мм, можно
найти допустимую высоту кузова в рассматриваемом месте попе-
речного сечения. Из-за выгиба крыши ее контурная линия в плоско-
сти симметрии автомобиля должна лежать выше найденных точек
для водителя и пассажира, сидящего сбоку на заднем сиденьи,
на 20—40 мм в зависимости от формы кузова.

Полученные две или три точки соответственно для кузова
с двумя или тремя рядами сидений позволяют нанести контурную
линию крыши, а также, сообразуясь с намеченной габаритной
высотой автомобиля, найти предварительное положение линии
поверхности дороги, параллельной линии пола.

§ 62.	Силовой агрегат и трансмиссия

Размещение силового агрегата. Приступая к размещению
силового агрегата, вначале определяют положение наружных
поверхностей панелей пола и перегородки моторного отсека. Для
этого от установленных ранее линий их внутренних поверхностей
откладывают общую толщину теплошумоизоляции и обивки
перегородки моторного отсека или ковра пола, равную 8—40 мм
в зависимости от класса автомобиля, и толщину металла.

В первом приближении ось силового агрегата принимают
лежащей в плоскости симметрии автомобиля.

Контур силового агрегата, вычерченный на прозрачной кальке,
накладывают на чертеж компоновки так, чтобы:

расстояние от задней части блока цилиндров двигателя до най-
денных границ перегородки моторного отсека допускало снятие
головки блока цилиндров без демонтажа двигателя с автомобиля;

нижняя контурная линия силового агрегата не выходила за
пределы установленного дорожного просвета, а туннель в полу
для коробки передач и карданной передачи не был бы чрезмерно
высоким (этого достигают наклоном оси силового агрегата назад
на угол 5—7 ).

Положение силового агрегата на компоновке задают осью
коленчатого вала и передним торцом блока цилиндров двигателя
(рис. 107). Далее устанавливают положение радиатора. Рекомен-
дуемые значения расстояния по горизонтали от лопастей вентиля-
тора до сердцевины радиатора даны в гл. XII.

Ось вентилятора обычно наклонена назад вместе с силовым
агрегатом, а рамка крепления радиатора, как правило, распола-
гается вертикально, поэтому указанная величина зазора относится
к низшей точке вентилятора.
Положение по высоте габаритных линий вентилятора и радиа-
тора определяет переднюю часть контурной линии капота, а, сле-
довательно, и обзорность вперед. Этим объясняется стремление
к наиболее низкому расположению габаритных линий вентиля-
тора и радиатора.

Положение радиатора по высоте предпочтительно выбирать так,
чтобы верхняя кромка сердцевины радиатора была не ниже или
по крайней мере находилась па уровне лопастей вентилятора.
Однако иногда с целью понижения габаритной линии капота ра-
диатор опускают и ниже этого положения. При этом по соображе-

Рис. 107. Основные размеры, определяющие положение
силового агрегата

ниям безопасности над вентилятором устанавливают защитный
козырек достаточной ширины, укрепляемый на радиаторе. После
того как будет установлено положение силового агрегата и радиа-
тора, их контуры наносят на чертеж.

Определение положения осей колес. Проектное положение
осей колес по высоте относительно линии пола определяется на-
меченной ранее линией поверхности дороги и статическим радиу-
сом шин. Положение осей колес по длине в первую очередь за-
висит от желаемого распределения по мостам веса автомобиля
с полной нагрузкой и с одним водителем и от размещения кожу-
хов колес в кузове автомобиля.

Кожуха передних колес по возможности не должны выступать
назад за линии перегородки моторного отсека и наклонной панели
пола, чтобы не ухудшать условия размещения педалей и комфор-
табельность посадки пассажира, сидящего па переднем сиденьи.
Помимо этого надо учитывать необходимость достаточного зазора
между масляным картером двигателя и тягой рулевой трапеции,
положение которой зависит от положения оси передних колес.

Расположение сси задних колес по длине выбирают так, чтобы
кожухи задних колес по возможности располагались за спинкой
заднего сиденья. При недостаточном расстоянии от спинки зад-
208
него сиденья до оси задних колес кожухи задних колес могут
оказаться причиной уменьшения ширины заднего сиденья и ухуд-
шения его внешнего вида.

Построение линии осей карданной передачи и контура туннеля
в полу. После того, как будут установлены положения силового
агрегата и оси задних колес, может быть построена линия осей
карданной передачи. В первом приближении принимают, что оси
карданной передачи лежат в плоскости симметрии автомобиля.
В зависимости от расстояния от силового агрегата до заднего
моста применяют карданную передачу с одним карданным валом

Рис. 108. Карданные передачи:

а — с одним карданным валом; б — с двумя карданными валами
и промежуточной опорой

(рис. 108, а) или с двумя карданными валами и промежуточной
опорой (рис. 108, б).

Для обеспечения минимальной высоты туннеля в полу и до-
статочной толщины подушки заднего сиденья над туннелем жела-
тельно как можно ниже расположить линию осей карданной пере-
дачи, однако контуры агрегатов трансмиссии при этом не должны
выходить за пределы дорожных просветов, а углы между осями
вилок карданных шарниров не должны превышать допустимых
значений.

Указанные требования легче всего удовлетворить при U-об-
разной схеме расположения валов в вертикальной плоскости; при
этой схеме в проектном положении заднего моста углы между
осями вилок откладывают в одну сторону (рис. 108, а и б). Чтобы
обеспечить равномерность вращения ведущего и ведомого валов
карданной передачи, углы между осями вилок обоих шарниров
в передаче с одним карданным валом принимают по возможности
Одинаковыми; разность в углах не превышает 1—2J. В карданных
передачах с промежуточным карданным валом в переднем, бли-
жайшем к силовому агрегату карданном шарнире, угол между
осями вилок обычно равен нулю. Углы между осями вилокв про-
ектном положении рекомендуется принимать не более 3— 4 ,
хотя на автомобилях, к комфортабельности которых пе предъяв
ляют особых требований, они иногда достигают 6 и даже 7 .
Длина карданных валов между центрами карданных шарниров
достигает 1200—1300 мм. Для более низкого расположения линии
осей карданной передачи спереди без уменьшения дорожного
просвета под картером сцепления или гидротрансформатора опу-
скают центр карданного шарнира; помимо наклона силового агре-
гата назад, рекомендованного ранее, это может быть осуществлено
при использовании удлинителя коробки передач.

Сзади понижение линии осей карданной передачи достигают
за счет следующего: наклона оси ведущей шестерни главной пере-
дачи вперед, увеличения смещения оси ведущей шестерни гипоид-
ной передачи, применения удлинителя главной передачи, исполь-
зования схемы с двумя карданными валами и промежуточной опо-
рой, даже если это не вызвано расстоянием между силовым агре-
гатом и задним мостом.

Очень большая свобода при выборе расположения линии осей
карданной передачи получается при установке в передаче шарни-
ров равных угловых скоростей. Применение таких шарниров од-
ного или двух в тех местах, где углы между осями вилок кардан-
ных шарниров отличаются от нуля или изменяются при переме-
щениях заднего моста, снимает проблему вибрации карданной
передачи. При неразрезной балке заднего моста верхнее положе-
ние липни осей карданной передачи можно определить, только
выбрав значение динамического хода задней подвески.

После того как будет построена контурная линия карданной
передачи (в случае неразрезной балки заднего моста — в его пре-
дельном верхнем положении при отсутствии верхних ограничи-
телей задней подвески и буфера, ограничивающего поворот зад-
него моста под действием реактивного момента, если такой преду-
смотрен в подвеске), строят линию туннеля в полу, при этом мини-
мальный зазор можно принять равным 10—15 мм.

§ 63.	Основание кузова

Для определяющих мест кузова разрабатывают поперечные
сечения его основания. В качестве примера на рис. 109 приведены
два поперечных сечения для автомобиля с двумя рядами сидений
и периферийной рамой в зонах размещения ног водителя и пасса-
жира, сидящего на заднем сиденьи.

Построению сечений должен предшествовать выбор типа рамы
или основания несущего кузова с учетом соображений, приведен-
ных в гл. XXIV. Тип рамы или основания определяет располо-
жение по ширине лонжеронов или продольных балок основания
несущего кузова. Высота сечения лонжеронов пли заменяющих
их балок основания и положение их по высоте зависит от наме-
ченной высоты пола над поверхностью дороги и принятого дорож-
ного просвета, а также от возможности осуществления углубле-
ний в полу в местах расположения ног водителя и пассажиров,
от расстояния между верхней плоскостью лонжеронов и полом
270
Рис. 109. Поперечные сечения основания
кузова:

а — в зоне расположения ног водителя; б —
в зоне расположения ног пассажира

в случае применения отдельной рамы и, наконец, от толщины
теплошумоизоляционных материалов и ковра.

На автомобилях, для которых удобство входа и выхода имеет
более существенное значение, чем малая габаритная высота, из-
бегают делать сколько-нибудь значительные углубления в полу
в местах расположения ног пассажиров, сидящих па переднем
и заднем сиденьях. На автомобилях с тремя рядами сидений в полу
делают углубления для сложенных откидных сидений (см.
рис. Ю5), чтобы поверхность
пола пассажирского отделе-
ния была ровной при сло-
женных сиденьях.

При отдельной раме меж-
ду полом и верхней плоско-
стью лонжеронов должен
быть обеспечен достаточный
зазор (~5мм) для того, чтобы
компенсировать производст-
венные отклонения в кузове
и раме и избежать контакта
металла по металлу, а так-
же предупредить этим воз-
можность скрипов.

Для определения поло-
жения наружной поверхно-

сти панели пола, от намеченных ранее границ пола необхо-
димо отложить вниз толщину ковра (3—4 мм для резинового и
14—16 мм для плюшевого с подслоем из губчатой резины) тепло-
шумоизоляции (4—25 мм) и металла. Теплошумоизоляция и ко-
вер должны быть предусмотрены также на поверхности туннеля.

Высоту сечения лонжеронов или продольных балок основания
несущего кузова выбирают по автомобилям, близким к проекти-
руемому по типу несущей системы и размерам. Правильность вы-
бора можно проверить, сопоставляя площади и экваториальные
моменты инерции поперечных сечений.

При разработке поперечных сечений основания должна быть
учтена труба или трубы системы выпуска газов, которые могут быть
проложены или в туннеле или возле порогов.

В случае необходимости корректируют намеченное ранее по-
ложение пола по высоте относительно поверхности дороги. После
определения на поперечных сечениях положения лонжеронов
рамы или балок основания несущего кузова в зоне салона их на-
носят на виды сбоку и сверху.

§ 64.	Органы управления

После размещения водителя может быть установлено положе-
ние рулевого колеса. Предварительно следует определить диаметр
Рулевого колеса на основании соображений, приведенных в гл. XX.
Положение рулевого колеса в продольном сечении (рис. 110)
задают углом а наклона оси рулевого колеса к горизонтали и
положением его нижней точки относительно сиденья. Нижняя

Рис. НО. К выбору положения рулевого колеса и педалей (670 и 725— предпо-
чтительные размеры)

точка колеса должна находиться на определенных расстояниях
(размеры k и п) от центра тазобедренного шарнира (точка И) и
от оси элемента бедра шаблона, соответствующего 90%-ному

Рис. 111. Зависимость усилия, которое води-
тель может приложить к ободу рулевого коле-
са, от угла наклона его оси

уровню репрезентативно-
сти и помещенного на си-
деньи, установленном в
крайнем заднем и нижнем
положении.

Усилие, которое может
приложить водитель к обо-
ду рулевого колеса зави-
сит от угла наклона оси
рулевого колеса (рис. 111).
Очевидно, что угол на-
клона, при котором води-
тель может преложить наи-
большее усилие, одновре-
менно является и наибо-
лее удобным. Поэтому
угол а наклона оси руле-
вого колеса, наиболее бла-
гоприятный с точки зре-
ния удобства управления,

зависит от типа посадки:
чем ниже сиденье и больше угол наклона туловища, тем меньше
должен быть угол наклона оси рулевого колеса.

Размеры п и k и угол а назначают на основании замеров на
автомобилях, у которых тип посадки водителя признан удобным
для проектируемого автомобиля. При этом рекомендуется, чтобы
272
поямая, соединяющая наивысшие точки капота и верхней кромки
обода рулевого колеса, проходила ниже глаз водителя, т. е.чтобы
пулевое колесо не ограничивало нижний угол обзорности.

и В связи с тем, что положение оси рулевой колонки на виде
сверху в нижней части определяется зазором между рулевым ме-
ханизмом и двигателем, а в верхней — необходимостью обеспе-
чения достаточного зазора (не менее 80 мм) между рулевым коле-
сом и сопредельными частями кузова (ветровым стеклом, опуск-
ным п поворотным стеклами окна передней двери), центр рулевого
колеса на виде сверху может быть расположен не в плоскости сим-
метрии сиденья, а ось рулевого колеса повернута относительно
продольной плоскости автомобиля. Отклонения могут достигать
довольно больших значений, не вызывая затруднений в управ-
лении автомобилем. Это особенно существенно для небольших
автомобилей, где располагаемое пространство очень ограничено.

При желании расположить рулевое колесо в плоскости сим-
метрии сиденья водителя вал рулевого колеса снабжают одним
или двумя карданными шарнирами. Упругий полукарданный шар-
нир с резиновой шайбой, устанавливаемый на валу рулевого ко-
леса для того, чтобы в нем не возникали напряжения изгиба из-за
неточностей сборки, может надежно работать только при условии
достаточной соосности соединяемых валов и, следовательно, не

позволяет изменять угол наклона оси рулевого колеса в значи-
тельных пределах.

Для наилучшего приспособления положения рулевого колеса
к индивидуальным особенностям сложения водителя, в частности

в том случае, когда механизм регулирования положения сиденья
не обеспечивает его вертикального перемещения, а также для
облегчения посадки при малой высоте проема двери и низком по-

ложении сиденья, рулевое колесо можно сделать откидывающимся
и регулируемым по углу наклона его оси. Для этого вал рулевого
колеса должен иметь по крайней мере один карданный шарнир.

Иногда, в частности в том случае, когда механизм регулиро-
вания положения сиденья не обеспечивает его достаточного гори-

зонтального перемещения, вал рулевого колеса выполняют теле-
скопическим, что позволяет изменять положение рулевого колеса
в направлении оси.

После выбора расположения рулевого колеса можно устано-
вить положения площадок педалей и осей их вращения. Для этого
можно использовать зависимость (рис. 112), показывающую влия-
ние положения педали по высоте относительно сиденья и в попе-

речном направлении относительно его плоскости симметрии на
Усилие, которое водитель может прикладывать к педали. Оче-
видно, что положение педали, при котором водитель может при-
ложить наибольшее усилие, одновременно является и наиболее
Удобным.

Управление педалью дроссельной заслонки карбюратора тре-
°Ует легкого, но непрерывного нажатия во время движения авто-
мобиля. Поэтому нога должна пяткой постоянно опираться на пол,
а управление осуществляться только изменением угла в голено-
стопном шарнире. В связи с этим педаль управления дроссельной
заслонкой часто делают в виде площадки для всей ступени с осью
вращения на нижнем конце. Для удобства педаль на виде сзади
должна быть расположена под углом так, чтобы ступня была

Рис. 112. Зависимость усилия, которое водитель может
приложить к педали, от ее положения относительно си-
денья

повернута наружу (см. рис. ПО). Это, кроме того, позволяет
разместить педаль частично над выступом пола над картером
сцепления пли гидротрансформатора и облегчить размещение дру-
гих педалей.

В положении педали, соответствующем холостому ходу двига-
теля, ступня шаблона, опирающаяся на площадку педали, должна
быть примерно перпендикулярной к голени. При этом угол в ко-
ленном шарнире должен находиться в пределах, указанных
выше при размещении водителя.

Обеспечение необходимого хода педали управления дроссель-
ной заслонкой обычно не вызывает затруднений. Наличие гибкой
связи между педалью и исполнительным органом управления
274
сцеплением в виде гидравлического привода или гибкого троса
в оболочке дает возможность использовать подвесную педаль, име-
ющую ось вращения сверху за панелью приборов, подобную тор-
мозной педали. Это позволяет избежать отверстий в полу, через
которые пыль и влага могут проникать внутрь кузова, а также
освободить пол отделения водителя и сделать более удобным
вход и выход. Значение хода тормозной педали для особо малых,
малых, средних и больших легковых автомобилей приведено
В гл. XXIII.

Следует отметить, что при современном двухконтурном при-
воде тормозного управления выход из строя одного из контуров
приводит к тому, что ход тормозной педали увеличивается на
30—40%. Положение нажатой тормозной педали во всех случаях
ограничено перегородкой моторного отсека или наклонной па-
нелью пола, а положение свободной — определяется наиболее
удобным положением относительно рулевого колеса, поэтому при-
менение двухконтурного привода связано с уменьшением распо-
лагаемого хода педали на 30—40% и с использованием на всех
легковых автомобилях, кроме особо малых, вакуумных усилите-
лей, чтобы ие превысить допустимого усилия на педали.

Сказанное относится к наиболее обычным главным цилиндрам
с последовательным расположением камер (цилиндров). При па-
раллельном расположении цилиндров, соединенных балансиром,
увеличение хода педали значительно меньше. Полный ход педали
сцепления с учетом свободного хода принимают равным 100—
120 мм для особо малых и малых и 120—140 мм для средних и
больших автомобилей.

Положение площадок педалей управления дроссельной за-
слонкой и тормозной, которые водитель нажимает правой ногой,
взаимозависимы. Педаль управления дроссельной заслонкой
должна быть расположена несколько ниже тормозной педали.
Если педали находятся приблизительно на одной высоте, то рас-
стояние т (см. рис. НО) между их соседними кромками должно
быть не меньше половины ширины подошвы (60 мм). Если педали
находятся на разной высоте, то указанное выше расстояние мо-
жет быть сделано меньшим.

Считают, что оптимальное расстояние от верхней точки сво-
бодных педалей сцепления и тормозной до нижней кромки руле-
вого колеса составляет 670 мм (на малых автомобилях этот размер
иногда достигает 610 мм); оптимальное расстояние до педали
Управления дроссельной заслонкой равно 725 мм.

Выбранные положения педалей сцепления и тормозной в сво-
бодном состоянии, положения их при нажатии до упора, а также
положения осей вращения педалей проверяют, используя шаблоны
Для 10, 50 и 90%-ных уровней репрезентативности. При этом углы
в коленном и голеностопном шарнирах шаблона должны всегда
оставаться в указанных выше пределах. Во всех случаях нога
не должна полностью выпрямляться в коленном шарнире, чтобы
всегда сохранять некоторый запас хода и усилия.

При необходимости в отдельных местах, например под педа-
лями и сбоку на выступе пола над картером сцепления или гидро-
трансформатора, общую толщину теплошумоизоляционного ма-
териала и ковра уменьшают за счет вырезов в изоляционном мате-
риале. В отдельных местах могут быть сделаны углубления в полу
или перегородке моторного отсека.

После выбора положения педалей может потребоваться кор-
ректировка ранее выбранного положения наклонной панели пола
и силового агрегата на виде сверху. Силовой агрегат может быть
смещен относительно плоскости симметрии автомобиля и повернут
в горизонтальной плоскости. Размещение педали или рукоятки
привода стояночной тормозной системы и рычага переключения
передач не составляет проблемы. Их положение выбирают при ма-
кетировании внутреннего пространства и уточняют в ходе кон-
структивной разработки.

После того, как будет установлено положение рулевого колеса
и педалей, намечают положение панели приборов так, чтобы она
не мешала водителю управлять педалями и пе требовала измене-
ния положения тела или головы при наблюдении за показаниями
приборов. Для этого желательно, чтобы прямая, соединяющая
наивысшие точки щитка приборов и внутренней кромки обода
рулевого колеса, проходила выше глаз водителя, а прямая, со-
единяющая наинизшую точку щитка приборов и точку верхней
кромки ступицы рулевого колеса — ниже глаз водителя. Кроме
того, должен быть обеспечен легкий доступ к органам управления,
расположенными на панели приборов.

Согласно ОСТ 37.001.017—70 (Органы управления легковых
автомобилей. Безопасность конструкции и расположение. Техни-
ческие требования) панель приборов сверху и снизу снабжают
упругими козырьками, предупреждающими при наездах возмож-
ность повреждения головы водителя или пассажира о кнопки и
рукоятки, расположенные на панели приборов. Для проверки вы-
полнения этого требования между окружностью диаметром
165 мм, воспроизводящей контур головы касательной к конту-
рам козырьков, и кнопками и рычагами в зоне возможного удара
головой должен быть обеспечен достаточный зазор, учитывающий
деформацию упругих козырьков панели. При использовании
легкоотсоедиияющихся или отламывающихся кнопок или рычагов
это требование относится к их остающимся на панели частям.

§ 65.	Шасси

Передняя подвеска и рулевой привод. Учитывая большое влия-
ние передней подвески и рулевого привода на сопредельные части
и общую компоновку автомобиля, разрабатывают предваритель-
ную компоновку передней подвески и рулевого привода. Компо:
276
новку начинают с разработки узла колеса с поворотным кула-
ком и тормозным механизмом. На чертеж наносят также изобра-
жение силового агрегата с деталями его подвески и трубами си-
стемы выпуска газов; это определяет пространство, в котором
может быть размещена передняя подвеска, рулевой механизм,
рулевой привод, лонжероны или продольные балки основания
несущего кузова.

Далее, используя базу, колею передних колес, плечо обката,
минимальный радиус поворота по следу переднего наружного
колеса, выбранные или установленные техническим заданием, рас-
считывают углы поворота внутреннего и наружного колес для
автомобиля с жесткими колесами. Эти приближенные значения
углов поворота колес используют для предварительного определе-
ния максимального допустимого расстояния между лонжеронами
рамы или продольными балками основания несущего кузова и
положения кожухов на виде сверху сзади и спереди оси передних
колес. При этом минимальные зазоры между шиной и лонжероном
рамы, продольной балкой основания несущего кузова или ко-
жухом принимают равными пе менее 20 мм.

Затем руководствуясь рекомендациями, изложенными
в гл. XVI, выбирают динамический ход сжатия и ход отбоя, опре-
деляемые упором в верхний и нижний ограничители подвески, де-
формированные до 1/з высоты в свободном состоянии.

На основании этих данных устанавливают крайние положе-
ния колеса по высоте, соответствующие отсутствию верхнего и
нижнего ограничителей подвески. После выявления располагае-
мого пространства и предельных положений колеса могут быть
установлены геометрические параметры направляющего устрой-
ства передней подвески.

Затем выбирают схему рулевого привода, согласующуюся со
схемой направляющего устройства передней подвески, и устанав-
ливают геометрические параметры привода. При этом проверяют
положение оси рулевой колонки, намеченное ранее при размеще-
нии рулевого колеса, и определяют положение сошки (маятнико-
вого рычага). В ходе разработки конструкции передней подвески
и рулевого привода определяют контуры и сечения прилегающих
участков лонжеронов рамы или продольных балок основания
несущего кузова и поперечин, обеспечивающих достаточную жест-
кость несущей системы и используемых для крепления подвески.

Для определения параметров упругих элементов подвески ком-
поновку сопровождают анализом действующих усилий. Затем
проверяют согласованность выбранных геометрических парамет-
ров рулевого привода и передней подвески. Кроме того, проверяют
зазоры между тягой рулевой трапеции и масляпым картером дви-
гателя, между рычагами рулевой трапеции и лонжеронами рамы
или продольными балками основания несущего кузова и т. д.

В случае необходимости компоновку корректируют. При этом
Могут изменяться формы рычагов подвески и рулевой трапеции,
сечения прилегающих участков поперечин и лонжеронов или про-
дольных балок основания несущего кузова, в необходимых ме-
стах могут быть предусмотрены углубления и может даже по-
требоваться изменение колеи передних колес.

Далее строят сечения колеса в крайнем верхнем положении
при максимальных углах поворота, как изложено в гл. XXII.
Результаты этого построения используют при проверке высоты
крыльев и формы проемов для передних колес, принятых на
макете внешних форм кузова, а также при проектировании кожу-
хов передних колес.

Задняя подвеска и задний мост. Для достижения оптимальных
результатов принципиальную схему и параметры задней подвески
согласовывают с параметрами передней подвески, а в случае не-
разрезной балки заднего моста — и с геометрическими пара-
метрами карданной передачи. Поэтому так же, как и для перед-
ней подвески, разрабатывают предварительную компоновку зад-
ней подвески и заднего моста. Сначала, исходя из рекомендаций,
приведенных в гл. XVI, выбирают динамический ход сжатия и
ход отбоя, определяемые упором в верхний и нижний ограничи-
тели подвески, деформированные до 1/3 высоты в свободном со-
стоянии.

Затем выбирают параметры рессор или геометрические пара-
метры направляющего устройства задней подвески. Одновре-
менно, учитывая возможность отсутствия верхнего и нижнего
ограничителя подвески, намечают контуры и сечения прилегающих
участков поперечин и лонжеронов или продольных балок осно-
вания несущего кузова, используемых для крепления подвески.
Чтобы определить параметры упругих элементов, компоновку со-
провождают анализом действующих усилий.

Используя выбранные параметры рессор или геометрические
параметры подвески, строят траекторию перемещения заднего
моста с неразрезной балкой или центров колес при их независи-
мой подвеске в продольной и поперечной плоскостях во всем диа-
пазоне перемещений. При неразрезной балке заднего моста про-
веряют согласованность направляющего устройства подвески и
геометрических параметров карданной передачи.

После уточнения геометрических параметров направляющих
устройств и характеристик упругих элементов передней и задней
подвесок проверяют общие показатели подвески, характеризую-
щие способность автомобиля противодействовать кренам, склон-
ность к недостаточной или избыточной поворачиваемости, спо-
собность противодействовать «клевку» при торможении и «при-
седанию» при разгоне и т. д.

В случае необходимости компоновку корректируют. Далее
можно построить сечение колеса в крайнем верхнем положении,
используя при этом приемы и допущения, изложенные в гл. XXII.
Результаты этого построения используют для проверки формы
проемов в боковинах кузова, принятых на макете внешних форм,
278
в отношении возможности смены колеса и для проектирования
кожухов задних колес.

Линия осей карданной передачи на виде сверху. После уточ-
нения на виде сверху положения силового агрегата с учетом раз-
мещения педалей и рулевого механизма можно установить коор-
динаты центра переднего карданного шарнира. Координаты центра
заднего карданного шарнира были определены при компоновке
задней подвески и заднего моста. Из-за стремления применить
одинаковые полуоси центр заднего карданного шарнира часто
оказывается не в плоскости симметрии автомобиля.

На основании этих данных строят линию осей карданной пере-
дачи на виде сверху. При этом в карданных передачах с промежу-
точной опорой стремятся к тому, чтобы в переднем, ближайшем
к силовому агрегату карданном шарнире, угол между осями вилок
был равен нулю. При неразрезной балке заднего моста должна
быть проверена согласованность геометрических параметров на-
правляющего устройства задней подвески и карданной передачи
с тем, чтобы при вертикальных перемещениях заднего моста углы
между осями вилок карданных шарниров оставались близкими при-
веденным ранее, а ход в подвижном шлицевом соединении был мини-
мальным. Это позволит сделать конструкцию узла более компактной
и уменьшить работу трения, а следовательно, и износ соединения.

Подвижное шлицевое соединение, служащее для компенсации
изменения длины карданной передачи при вертикальных перемеще-
ниях заднего моста, обычно делают на вторичном валу коробки
передач (см. рис. 108, а) или на переднем карданном валу внутри
промежуточной опоры (см. рис. 108, б). В последнем случае длин-
ный задний вал не имеет подвижного шлицевого соединения и свя-
занного с ним неизбежного радиального зазора, а поэтому может
быть хорошо сбалансирован.

Для проверки согласованности геометрических параметров
карданной передачи и направляющего устройства задней под-
вески определяют таректорию заднего моста, используя которую
можно найти относительное перемещение в подвижном шлицевом
соединении и проекции углов между осями вилок карданных шар-
ниров для проектного и крайних положений, соответствующих
полным ходам сжатия и отбоя.

Затем вычисляют углы между осями вилок карданных шарни-
ров для проектного и крайних положений заднего моста. Далее
карданную передачу проверяют на вибрацию, учитывая найденные
значения углов между осями вилок. В случае необходимости в ком-
поновку вносят изменения. После этого можно уточнить положение
туннеля в полу для карданной передачи на видах сверху и сбоку.

§ 66.	Кузов

Аккумуляторная батарея, топливный бак, запасное колесо
и багажник. Место установки аккумуляторной батареи должно
быть выбрано так, чтобы она была защищена от механических
повреждений и был удобный доступ для проверки ее состояния п
обслуживания. Батарею следует располагать по возможности
ближе к стартеру, чтобы уменьшить падение напряжения в длин-
ном проводе при пуске двигателя. Температура в месте установки
батареи по возможности не должна превышать 60 ’ С, поэтому бата-
рея должна быть достаточно удалена от выпускного газопровода
двигателя. В холодное время года батарея должна быть защищена
от переохлаждения. Этим требованиям удовлетворяет моторный
отсек.

Рис. 113. Различные способы размещения топливного бака и запасного ко-
леса

Аккумуляторную батарею устанавливают или сзади двигателя
на перегородке моторного отсека, или спереди двигателя на зад-
ней поверхности рамки радиатора, или на кожухе переднего ко-
леса на высоте, достаточной для удобного к ней доступа.

Установку топливного бака в непосредственной близости
к двигателю, хотя и позволяющую уменьшить длину топливопро-
вода и увеличить общую надежность подачи топлива, обычно не
применяют, с одной стороны, по соображениям пожарной безо-
пасности, а с другой, для того, чтобы избежать перегрузки колес
переднего или заднего моста соответственно при переднем или
заднем расположении двигателя. Поэтому в автомобилях с перед-
ним расположением двигателя топливный бак обычно разме-
щают в передней части багажника за спинкой заднего сиденья
(рис. ИЗ, а) или сзади под полом багажника (рис. 113, б). На ма-
лых автомобилях, имеющих небольшой топливный бак, его иногда
280
располагают в багажнике сбоку, сзади кожуха заднего колеса
(рис. 113, в). В автомобилях с задним расположением двигателя
топливный бак помещают спереди в багажнике (рис. 113, г).

При расположении топливного бака за спинкой заднего си-
денья (рис. 113, а) поперечный раз>мер бака определяется расстоя-
нием между кожухами колес. Преимуществом такого расположе-
ния топливного бака является возможность получения большой
высоты багажника. В случае расположения топливного бака под
полом багажника бак (рис. ИЗ, б) не должен выступать ниже
линии, определяющей задний угол проходимости автомобиля, и
выше верхней плоскости лонжеронов рамы или заменяющих их
продольных балок основания несущего кузова, что позволяет сде-
лать пол багажника ровным.

При первом способе размещения топливного бака (рис. 113, а)
он расположен выше, чем при втором способе (рис. ИЗ, б). При
это,м топливный насос с механическим приводом, установленный
на двигателе, будет создавать меньшее разрежение в топливопро-
воде, и вероятность возникновения паровых пробок при высокой
температуре окружающего воздуха будет меньше. При большой
разнице в высотах расположения двигателя и бака и большой
длине топливопровода может потребоваться установка независи-
мого электрического топливного насоса, размещаемого рядом
с баком и возможно ниже. Чтобы избежать опасности возникнове-
ния пожара при дорожно-транспортных происшествиях в резуль-
тате повреждения топливного бака, целесообразно располагать
его возможно дальше от наружных обводов автомобиля, чтобы
зона деформации автомобиля без повреждения топливного бака
была максимальной. В этом случае оптимальным является распо-
ложение топливного бака в пределах базы.

Положение наливной горловины топливного бака определено
отраслевым стандартом, в соответствии с которым па легковых
автомобилях горловины топливных баков располагают с левой
стороны. При этом в случае размещения топливного бака спереди
или сзади допускается центральное расположение горловины; при
размещении двигателя сзади, а топливного бака спереди разре-
шается смещение горловины топливного бака вправо от продоль-
ной оси автомобиля на расстояние, допускающее заправку топ-
ливом от колонок, расположенных слева.

Запасное колесо обычно размещают в багажнике. Место рас-
положения запасного колеса выбирают с учетом формы багаж-
ника, размеров колеса и размещения топливного бака. При этом
установка запасного колеса должна удовлетворять следующим
требованиям:

колесо должно быть расположено в легкодоступном месте багаж-
ника;

замена запасного колеса не должна требовать вынимания из
багажника багажа;
полезный объем багажника с установленным запасным колесом
должен быть компактным и допускать укладку больших вещей
и чемоданов.

В случае установки топливного бака в передней части багаж-
ника (рис. 113, а) или сбоку за кожухом заднего колеса
(рис. 113, в) запасное колесо удобно располагать под полом багаж-
ника на опускном кронштейне.

Контурная линия автомобиля, ветровое стекло, стойки. После
того, как построены контуры силового агрегата и радиатора,
а также топливного бака и запасного колеса, могут быть нанесены
огибающие их линии капота и крышки багажника. Затем, завер-
шая намеченную ранее линию крыши, могут быть намечены кон-
туры сечений ветрового стекла и стекла заднего окна. Чтобы из-
бежать значительных искажений наклон ветрового стекла не сле-
дует делать слишком большим. Ветровое стекло не следует рас-
полагать слишком далеко от глаз водителя, иначе капли дождя
на стекле становятся заметными и действуют раздражающе. Для
предварительного выбора границ светового проема ветрового
окна можно исходить из того, что для водителя, соответствующего
50%-ному уровню репрезентативности и условно располагаю-
щегося в плоскости симметрии автомобиля, верхний угол обзор-
ности вперед должен быть не менее 18°, а нижний —около 8°.

Положение нижней кромки ветрового стекла также должно
быть согласовано с положением перегородки моторного отсека
и учитывать заборники и воздуховод системы вентиляции кузова,
когда они расположены впереди ветрового стекла, а также кар-
маны для укладки рычагов и щеток стеклоочистителя. Для полу-
чения хорошей обзорности назад через зеркало, установленное
над ветровым окном, верхняя кромка проема заднего окна должна
быть расположена на 100 мм выше уровня глаз водителя, а вы-
сота проема окна (в проекции на вертикальную плоскость) быть не
менее 200 мм.

Тенденция к уменьшению высоты автомобиля в сочетании с тре-
бованиями обеспечения удобного входа и выхода и достаточного
верхнего угла обзорности вбок вынуждает делать относительно
плоскую крышу и применять наддверные балки с сечением неболь-
шой высоты. Однако при слишком малой кривизне усложняется
штамповка панели крыши, а ее жесткость становится недоста-
точной; уменьшение высоты сечения наддверной балки также
способствует понижению общей жесткости несущей системы.

Часть кузова выше поясной линии — надстройку, выполняют
суживающейся кверху не только по эстетическим соображениям,
но и для того, чтобы несколько уменьшить лобовую площадь, сде-
лать более удобным вход и выход и облегчить маневрирование
при движении задним ходом, когда водитель смотрит назад, вы-
сунувшись через проем открытой двери. Из-за наклона стенок
надстройки кузова для размещения стекол боковин в опущенном
положении необходимо расширение кузова ниже поясной линии
282
(рис. 114, «). Иногда общее расширение кузова заменяют высту-
пом на боковине (рис. 114, б).

Значительное увеличение ширины внутреннего помещения на
уровне плеч пассажиров без дополнительного увеличения ширины
кузова возможно при использовании цилиндрических стекол бо-
ковины (рис. 115). Выбирая угол наклона стенки надстройки, не-

Рис. 114. Сечение боковины ниже пояс- Рис. 115. Цилиндрическое стекло
ной линии при наклоне стенок над-	боковины

стройки кузова

обходимо учитывать, что при слишком большом этом угле и рас-
положении обеих петель в нижней части двери передний верхний
угол открытой двери может оказаться слишком близко к лицу
выходящего из автомобиля пассажира.

С точки зрения круговой обзорности большое значение имеет
расположение стоек ветрового окна относительно глаз водителя.

Рис. 116. Ветровые окна:

а — с цилиндрическим стеклом; б — с коническим стеклом

Чем дальше назад на уровне глаз водителя расположена стойка,
тем меньше она препятствует обзору. Поэтому стойки выполняют
наклоненными назад (рис. 116). Стойки ветрового окна, наклонен-
ные вперед (рис. 117) или вертикальные, в верхней части нахо-
дятся в зоне глаз водителя, а нижние углы ветрового стекла не
могут быть очищены стеклоочистителем. Поэтому ветровые окна
с такими стеклами не дают реальных преимуществ по сравнению
с окнами, показанными на рис. 116. Кроме того, такие стойки
283
меньше способствуют повышению общей жесткости кузова, не
говоря уже о том, что стекла этих окон неудобны для транспорти-
ровки и складирования.

По характеру основной кривизны ветровые стекла выполняют:
цилиндрическими (рис. 116, а), нормальное сечение которых
представляет собой дугу окружности большего радиуса в средней
части и меньшего радиуса по концам;

коническими (рис. 116, б), образованными из элементов кони-
ческих поверхностей, иногда в сочетании с цилиндрической сред-
ней частью.

Изгиб стекла неизбежно связан с искажением изображения.
Чтобы искажение не превышало допустимых пределов, радиус из-

Рис. 117. Ветровое окно со стойка-
ми, наклоненными перед

гиба ветрового стекла ни в одном
месте не должен быть меньше
230 мм. Образующие цилиндри-
ческих и конических элементов
ветровых стекол представляют со-
бой не прямые, а кривые боль-
шего радиуса (2000—3000 мм),
что исключает возможность по-

явления неприятно воспринимаемой обратной кривизны и опре-
деляется технологией их изготовления.

Нормы обзорности для леговых автомобилей устанавливает
ГОСТ 22734—77 (Автомобили легковые. Обзорность с места води-
теля. Технические требования. Методы испытаний). Из числа тре-
бований, регламентированных ГОСТ 22734—77, для общей ком-
поновки автомобиля имеют значения: положение границ ветрового
стекла и зона дороги, которую может видеть водитель не изменяя
положения головы.

Согласно этому стандарту условные положения глаз водителя
по ширине привязаны к оси рулевого колеса, а по высоте —
к точке Н шаблона при сиденьи, установленном в крайнее заднее
и нижнее положение, и зависят от угла наклона спинки сиденья.
Для целей общей компоновки можно принять, что угол наклона
спинки сиденья остается неизменным и равным 25°. Схема для
определения условных положений глаз водителя при этом допу-
щении приведена па рис. 118.

Поверхность ветрового стекла, ограниченная линией, экви-
дистантной кромке ее прозрачной поверхности, отстоящей от нее
на 25 мм, должна включать в себя так называемую базовую нор-
мативную зону, ограниченную следующими четырьмя плоско-
стями (рис. 119):

сверху плоскостью, перпендикулярной плоскости симметрии
автомобиля и проходящей через точку под углом 7° от гори-
зонтали вверх;

снизу плоскостью, перпендикулярной плоскости симметрии
автомобиля и проходящей через точку V2 под углом 5° от горизон-
тали вниз;
слева вертикальной плоскостью, проходящей через точку
под углом 22° от плоскости симметрии влево;

справа вертикальной плоскостью, проходящей через точку У1(
симметричную точке под углом 22° от плоскости симметрии
вправо.

Зона минимальной видимости дороги ограничивается горизон-
тальной плоскостью, проходящей через точку Vj, и тремя пло-

Vj.Vz

Рис. 118. К определению услов-
ных положений глаз водителя
при неизменном угле наклона
спинки сиденья, равном 25’:
Vi и V2 — места условного располо-
жения глаз водителя; 1 — ось руле-
вого колеса

Рис. 119. К определению границ светового
проема ветрового окна:

Vi и Va — места условного расположения глаз во-
дителя; У1 — место условного расположения глаз
пассажира

скостями, проходящими через точку К, наклоненными под уг-
лом 4° вниз к горизонтали в плоскости, параллельной плоскости
симметрии, и в плоскости, перпендикулярной плоскости симмет-
рии автомобиля, а также вертикальной плоскостью, перпендику-
лярной плоскости симметрии автомобиля, проходящей через точки
Vx и V2 (рис. 120). В зоне видимости дороги не должно быть непро-
сматриваемых зон, кроме образуемых стойками ветрового окна,
рамками поворотных стекол окон передних дверей, зеркалом зад-
него вида и частями стеклоочистителя.
Рис. 120. Зона минимальной видимости
дороги:

Vi и V2 — места условного расположения глаз
водителя

Положение стоек по длине кузова зависит от расположения
и устройства сидений и определяется требованиями удобства входа
и выхода. На рис. 121 даны минимальные рекомендуемые размеры,
определяющие относительное расположение дверных проемов и
сидений для четырех- и пятиместных автомобилей с кузовами
следующих характерных типов: четырех дверным кузовом с не-
откидываемыми передними сиденьями (рис. 121, а); двухдверным
кузовом с откидываемыми для входа спинками передних сидений
или откидываемыми передни-
ми сиденьями (рис. 121, 6);
двухдверным кузовом с не-
откидываемыми передними
сиденьями (рис. 121, с).

При необходимости рас-
стояние по горизонтали от
средней стойки четырехдвер-
ного кузова(см. рис. 121, а)
до кромки подушки заднего
сиденья (размер 510 мм) мо-
жет быть значительно мень-
ше, чем рекомендованное вы-
ше. Чтобы при посадке и вы-
ходе пассажира его ступня
могла свободно перемещать-
ся в промежутке между стой-
кой и подушкой или подстав-
кой заднего сиденья, перед-
ний угол подушки на виде
сверху может быть скруглен
радиусом 300—350 мм без

ухудшения посадки на заднем сиденьи. Для автомобиля с пе-
регородкой между отделением водителя и пассажирским отде-
лением положение средней стойки определяется положением
опускного стекла.

Другими размерами, определяющими удобство входа и выхода,
являются высота дверного проема и расстояние его верхней кромки
от поверхности дороги. Эти размеры зависят в первую очередь
от габаритной высоты автомобиля и дорожного просвета, т. е.
в конечном итоге от назначения автомобиля.

Двери навешивают за их переднюю кромку, т. е. так, чтобы
они открывались по ходу автомобиля. Это обеспечивает безопас-
ность при случайном открытии двери во время движения автомо-
биля, кроме того, при маневрировании, когда автомобиль дви-
жется задним ходом, водитель может смотреть назад, высунув-
шись через проем открытой двери.

Рама и сснование несущего кузова. Конфигурация поперечин
и лонжеронов рамы или продольных балок основания несущего
кузова в передней и задней частях автомобиля была определена
286
при разработке компоновок передней и задней подвесок. В сред-
ней части автомобиля положение и сечение лонжеронов или про-
дольных балок устанавливают во время разработки поперечных
сечений основания кузова.

Когда намечено положение дверных проемов и стоек кузова
может быть завершено построение контура рамы или продольных
балок основания несущего кузова на всей длине автомобиля, осно-
вываясь на соображениях, приведенных в гл. XXIV. При этом
намечают контуры остальных поперечин, «плеч» периферийной

Рис. 121. Рекомендуемое относи-
тельное расположение дверных
проемов и сидений

рамы, вилок Х-образной рамы, поперечных элементов, связы-
вающих пороги боковин с передними и задними продольными
балками основания несущего кузова и т. д.

Большую помощь в оценке общей жесткости нижней части не-
сущей системы на этом этапе проектирования может оказать из-
готовление модели рамы или основания несущего кузова, вы-
полненной в масштабе 1 : 5 из тонкого картона.

В случае отдельной рамы устанавливают точки крепления ку-
зова с учетом конструкции узлов крепления. Затем разрабатывают
конструкцию мест крепления силового агрегата, рулевого меха-
низма, промежуточной опоры карданной передачи, топливного
бака и т. д. После выбора принципиальной схемы и сечений основ-
ных элементов несущей системы может быть проверена ее жест-
кость.

Система выпуска газов. Соображения, относящиеся к выбору
размеров глушителя и размещению его в системе выпуска газов,
изложены в гл. XII.
Глава XII

Выбор определяющих и габаритных размеров
двигателя и агрегатов систем охлаждения
и выпуска газов

§ 67.	Двигатель

При отсутствии компоновки двигателя его габаритные размеры
предварительно могут быть оценены по значениям диаметра порш-
ня D, хода поршня s и числа цилиндров i. Для рядного двигателя
с водяным охлаждением размеры блока цилиндров могут быть рас-
считаны по следующим зависимостям.

Длина блока цилиндров

I — Di2t (i.l)4-y(i+ 1),
где t —толщина стенки цилиндра мокрой гильзы или стенки
водяной рубашки, в среднем t = 6 мм; v — толщина водяного
промежутка между цилиндрами, в среднем v = 5 мм.

Таким образом, после подстановки получаем

/ = Di+17(i-bl).	(84)

Для V-образных двигателей длину блока цилиндров необ-
ходимо увеличить еще на значение относительного смещения
правого и левого рядов цилиндров, в среднем на 25 мм.

Расстояние от оси коленчатого вала до верхней плоскости
блока цилиндров

где г — радиус кривошипа, г = «/2; /ш — длина шатуна, 1Ш =
= r/Х; для современных двигателей X — 1/3,4ч-1/3,8; f — расстоя-
ние от оси пальца до днища поршня, принимают f ^D/2.

После подстановки получаем

'=4[т-(‘+!)+']•	-<85’

Габаритные размеры двигателя определяются не только раз-
мерами блока цилиндров, но и конструкцией головки цилиндров,
газораспределительного механизма, масляного картера, карбю-
ратора и др., размеры которых могут быть приняты такими же,
как у двигателей, близких по типу. Вспомогательные агрегаты:
водяной насос, воздухоочиститель, генератор и т. д. размещают
с учетом схемы проектируемого автомобиля.

§ 68.	Система охлаждения

Габаритные линии вентилятора и радиатора определяют кон-
турную линию капота. Это объясняет стремление к их максималь-
ному понижению. Положение габаритной линии вентилятора от-
носительного силового агрегата определяется его диаметром и рас-
288
стоянием от оси коленчатого вала до общей оси водяного насоса —
вентилятора. Это расстояние зависит от диаметров приводных
шкивов и расположения других вспомогательных агрегатов дви-
гателя.

Диаметр вентилятора для двигателей легковых автомобилей
выбирают так, чтобы окружная скорость не превышала 110 м/с.
При большей окружной скорости вентилятор становится слишком
шумным. Для особо комфортабельных автомобилей окружная
скорость вентилятора не должна превышать 80—90 м/с.

При определении лобовой площади радиатора исходят из его
полной поверхности охлаждения F, которую для целен предвари-
тельной компоновки можно выбирать в зависимости только от
максимальной эффективной мощности двигателя Ne. Для легко-
вых автомобилей рекомендовано F = (0,144-0,20) Ne м2, если
Ne в кВт или F — (0,104 0,15) /Vc м2, если Nc в л. с.

Во всех случаях целесообразно предварительно проверить та-
кую зависимость для автомобилей, близких по своим параметрам
к проектируемому. Глубина сердцевины радиатора для легковых
автомобилей составляет 60—100 мм, а соотношение ее высоты и
ширины следует выбирать примерно равным единице, чтобы наи-
более эффективно использовать вентилятор.

Расстояние от лопастей вентилятора до сердцевины радиатора
принимают равным 10—15 мм. Увеличение расстояния от вентиля-
тора до радиатора ухудшает охлаждающую способность послед-
него. Введение направляющего кожуха вентилятора повышает
эффективность охлаждения при низкой скорости движения авто-
мобиля и предупреждает возможность переохлаждения при дли-
тельном движении с высокой скоростью. Однако это требует уве-
личения указанного выше зазора до 30—100 мм, чтобы обеспе-
чить формирование потока воздуха.

Перед радиатором иногда устанавливают шторку или жалюзи,
служащие для поддержания температуры охлаждающей жидкости
на необходимом уровне. Решетку облицовки радиатора, через ко-
торую к нему поступает воздух, следует проектировать так,
чтобы скорость воздуха в решетке не была выше скорости в сердце-
вине радиатора, а поток воздуха не претерпевал бы резкого из-
менения направления.

§ 69.	Система выпуска газов

Широкие пределы изменения нагрузки и частоты вращения
коленчатого вала двигателя легкового автомобиля в сочетании
с требованием минимальных потерь мощности при эффективном
глушении шума не позволяет однозначно определить оптималь-
ные параметры системы выпуска газов. Приближенно объем (л)
глушителя для четырехтактных двигателей

<80>

10 Родионов В. Ф.

289
где К — постоянный коэффициент, зависящий от требований,
предъявляемых к эффективности глушения шума; Vh — рабочий
объем двигателя, л; nv—частота вращения коленчатого вала
двигателя, соответствующая максимальной мощности, об/мин;
i — число цилиндров.

При раздельной системе выпуска газов для каждого ряда ци-
линдров V-образных двигателей объем глушителя каждого ряда
цилиндров равен j 0,5 = 0,707 объема, определенного по фор-
муле (86). Как показывают проверочные расчеты для непрямо-
точных глушителей эллиптического сечения, применяемых на
легковых автомобилях, К <=« 30-103. В особых случаях, например
для легковых автомобилей высшего класса, при нескольких по-
следовательно установленных глушителях для определения их
общего объема .можно принимать К = 50 103.

Соотношение между размерами поперечного сечения и длиной
эллиптического глушителя можно назначать только после выбора
принципиальной схемы глушителя и обмеров глушителя-аналога.
При этом следует избегать слишком большой разницы в макси-
мальном и минимальном размерах эллиптического сечения глуши-
теля, чтобы предупредить возможность «гудения», как следствия
вибрации стенок и разрушения глушителя в результате вспышек
из-за пропусков в зажигании.

Чтобы шумность и сопротивление системы выпуска газов не
превышали допустимых пределов, площадь сечения в свету прием-
ной трубы глушителя FT > 6КЛ, где FT — площадь, см2; Vh —
объем, л.

По той же причине радиусы изгиба труб делают максимально
возможными.

Большое значение для работы системы выпуска газов в отно-
шении глушения шума, достижения максимальной экономичности
и мощности двигателя имеет общая длина системы выпуска газов
и положение глушителя по длине системы. В простейших случаях
при одном глушителе и сравнительно большой длине системы
выпуска газов наилучшие результаты получаются при отноше-
ниях длин приемной и выпускной труб, равных 1/2 и 4/1.

При относительно небольшой общей длине системы выпуска
газов положение глушителя по длине системы оказывает меньшее
влияние па ее эффективность. Получение оптимальных результа-
тов возможно только па основе экспериментов. В тех случаях,
которые не соответствуют обычной практике, как например, при
использовании нескольких отдельных глушителей, поглощаю-
щих звуки определенных полос частот, установка интерферен-
ционной трубы, соединяющей раздельные системы выпуска га-
зов для правого и левого ряда цилиндров V-образного двигателя,
и т. д., необходимо тщательное изучение аналога.
['лава XIII

Выбор определяющих размеров агрегатов
трансмиссии

Применение установившихся конструктивных схем и материалов
и использование типовых технологических процессов, а также уз-
кий диапазон изменения условий работы легковых автомобилей
позволяют составить зависимости размеров агрегатов трансмис-
сии от основных параметров автомобиля с точностью, достаточ-
ной для разработки общей компоновки. Нахождение этих зависи-
мостей слагается из нескольких отдельных задач:

выбора определяющего размера, характеризующего размеры
агрегата в целом;

нахождения зависимости между выбранным определяющим раз-
мером и параметрами автомобиля;

выбора критических условий нагружения агрегата или коэф-
фициентов пропорциональности, соответствующих современной
практике.

§ 70. Сцепление

За определяющий размер сцепления может быть принят диа-
метр фрикционной накладки ведомого диска. Размеры сцепления
выбирают, исходя из обеспечения передачи максимального кру-
тящего момента двигателя и рассеивания тепла, развиваемого при
буксовании во время переключения передач. Крутящий момент,
передаваемый сцеплением,

М = Fq\vry,	(87)

где F — площадь трения; q — удельная нагрузка; у, — коэф-
фициент трепня; гт — радиус трения.

Между наружным и внутренним диаметрами накладки ведо-
мого диска сцепления существует более или менее постоянная за-
висимость, поэтому можно принять, что площадь трения будет
пропорциональна второй степени линейных размеров сцепления,
а радиус трения —первой степени. Таким образом,

М -=	(88)

где Кс—коэффициент пропорциональности, зависящий только
от соотношения между наружным и внутренним диаметрами па-
кладки ведомого диска; dc — наружный диаметр накладки ведо-
мого диска.

Следовательно, крутящий момент, передаваемый сцеплением,
изменяется пропорционально третьей степени линейных размеров,
а площадь охлаждающейся поверхности сцепления — только вто-
рой степени. Поэтому удельную нагрузку можно принять при-

10*	291
мерно обратно пропорциональной линейным размерам или на-
ружному диаметру накладки ведомого диска сцепления, т. е.

4 = ^-	(89)

Здесь Кс — коэффициент, характеризующий частоту пользова-
ния сцеплением и количество рассеиваемого им тепла. Коэффи-
циент Кё изменяется в зависимости от динамических качеств авто-
мобиля, которые могут быть оценены отношением массы автомо-
биля при средней эксплуатационной нагрузке к максимальному
крутящему моменту двигателя.

Подставив выражение (89) в формулу (88) и применив ее к слу-
чаю передачи максимального крутящего момента двигателя, по-
лучим Л4дтах = ДёДёц ^с- Тогда диаметр (см)

< = /Идгаах,	(90)

где Л4дп1ач —максимальный круг5'щий момент двигателя, Н-м;
Кс —объединенный коэффициент пропорциональности.

Для легковых автомобилей можно принять объединенный коэф-
фициент пропорциональности [см. (Н-м)-1/2]

2. 2/----

Кс = 0,645 1//^,	(91)

' max

где — масса автомобиля при средней эксплуатационной на-
грузке, кг.

§ 71.	Коробка передач

В качестве определяющих размеров коробки передач могут
быть приняты межосевое расстояние а (рис. 122) и длина картера,
вернее, расстояние с (рис. 123) между наружными торцами под-

Рис. 122. Схема трехступепчатой
коребки передач

шипников первичного и вторичного
валов.

Напряжение изгиба, действующее
в основании зуба шестерни при пе-
редаче крутящего момента М,

(92)

ij ан
Ы^2

где /Ск —коэффициент, учитывающий
форму и число зубьев, а также угол
наклона зуба в случае косозубых

шестерен; постоянен для геометрически подобных шестерен;

b —длина зуба; t —шаг; da —диаметр начальной окружности.

Для геометрически подобных шестерен вместо b и I можно
подставить diV тогда

° =	(93)

где Ай — коэффициент пропорциональности.
292
Применяя эту зависимость к шестерням коробки передач,
в случае передачи максимального крутящего момента двигателя
можно записать

„__1г" Л1д шах

~Лк

(94)

где — новый коэффициент пропорциональности; а — межосе-
вое расстояние, пропорциональное диаметру начальной окруж-
ности любой из шестерен.

Рис. 123. Цепочка осевых размеров трехступепчатой коробки
передач

Таким образом,

.3/<Г 3 -------

я — J р Г 44д тах ,

Размеры коробок передач определяются усталостной проч-
ностью материала шестерен, поэтому допустимое напряжение сле-
дует выбирать в зависимости от времени работы коробки передач
на передачах, которое, в свою очередь, зависит от динамических
качеств автомобиля или отношения его массы при средней эксплуа-
тационной нагрузке к максимальному крутящему моменту дви-
гателя tnJM дшах-

Коэффициент пропорциональности Кк в формуле для межосе-
вого расстояния будет постоянным только для геометрически по-
добных коробок передач. Различие в пропорциях коробок пере-
дач в первую очередь в относительной ширине шестерен приводит
13Л<

к изменению этого коэффициента. Величину I/ —— можно за-
менить объединенным коэффициентом пропорциональности Кк,
учитывающим допустимое напряжение в зубьях шестерен и по-
этому зависящим от отношения mjMar!ax и различие в пропор-
циях коробок передач.

Следовательно,
а = КкРм^	(95)

где а, см.
Можно принять:

при относительно широких шестернях



т3

шах

(96)

при относительно узких шестернях

/<к = 0,47 У

Мд ПИХ

Рис. 124. Схема четырехступенчатой
коробки передач

где см (Н-м)“1/3.

Второй определяющий размер коробки передач — расстоя-
ние с между наружными торцами подшипников первичного и вто-
ричного валов — зависит от прин-
ципиальной схемы коробки пере-
дач, ее межосевого расстояния, а
также от отношения осевых раз-
меров (шестерен, муфт, подшип-
ников и зазоров) к межосевому
расстоянию.

Расстояние между наружными
торцами подшипников первичного
и вторичного валов может быть
приблизительно рассчитано после
того, как будет установлено меж-
осевое расстояние для вновь
проектируемой коробки передач и

выбрана коробка передач, которую можно использовать в каче-

стве прототипа для соотношения осевых размеров и межосевого

расстояния.

С этой целью для коробки передач — прототипа, например,
трехступепчатой коробки передач (см. рис. 122), и для вновь про-
ектируемой четырехступенчатой коробки передач (рис. 124)
можно построить цепочки осевых размеров для одинаковых услов-
ных осевых размеров шестерен, муфт, подшипников и зазоров
(рис. 123), суммы которых в рассматриваемом случае являются
условными расстояниями между наружными торцами подшипни-
ков, соответственно равными 205 и 224 мм.

Для коробки передач —прототипа расстояние между торцами
подшипников составляет 220 мм, а межосевое расстояние 74,6 мм.
Таким образом, для вновь проектируемой коробки передач рас-
стояние между наружными торцами подшипников

с 220 74,6 205	3,22а,

где а —межосевое расстояние для вновь проектируемой коробки
передач.
§ 72.	Гидромеханическая коробка передач

Для гидромеханических коробок передач характерно большое
разнообразие принципиальных схем и конструктивных решений.
При наличии геометрически подобного аналога гидротрансформа-
тора для пересчета размеров может быть применено соотношение
(индексы А и В означают соответственно гидротрансформатор-
аналог и проектируемый гидротрансформатор)

5 /

^1АП1В

М1В^1А

(97)

где (1Л —любой линейный размер гидротрансформатора, напри-
мер наружный диаметр круга циркуляции; — крутящий мо-
мент на входе; — частота вращения ведущего вала.

Размеры планетарной коробки передач определяются ее прин-
ципиальной схемой и размерами рабочих органов управления —
муфт и тормозов. Из-за большего разнообразия применяемых
принципиальных схем и конструктивных решений сделать ка-
кие-либо обобщения по размерам планетарных коробок передач
и вывести зависимости размеров от максимального крутящего
момента двигателя и других параметров автомобиля невозможно.

Считают, что габаритные размеры гидромеханической коробки
передач не превышают размеров маховика, сцепления и коробки
передач в целом, которые опа заменяет.

§ 73.	Карданный шарнир

В качестве определяющего размера карданного шарнира можно
принять размер h между торцами шипов крестовины без фасок
(рис. 125). При передаче карданным шарниром крутящего момента

опасное сечение крестовины у галтели
шипа подвергается совместному дейст-
вию изгиба и сдвига. Наибольшее нор-
мальное напряжение в опасном сечении
n'=-f-+4* °2+4т’2> (98)

где о — напряжение изгиба; т — на-
пряжение сдвига.

Если обозначить рабочую длину
игл I, диаметр шипа d, размер от осп

Рис. 125. Основные размеры
карданного шарнира

шарнира до середины иглы г и при-
нять, что на шип действует усилие Р,
приложенное в середине иглы, то после

подстановки значений напряжений изгиба и сдвига, соответст-
вующих принятым выше условным обозначениям, в выражение
для наибольшего нормального напряжения и преобразования

этого выражения, получим

,	2.55Р

°

| /а 4-0,25а2)-

(99)
Если из (99) определить Р и умножить на 2г, то получим зна-
чение передаваемого крутящего момента М в зависимости от на-
пряжения, действующего в опасном сечении. Разделив затем обе
части нового уравнения на 100, при I, d и г в см нов Н/см2, по-
лучим

М = —-—2rfg'    ,	(100)

255 (/+ К/2 + 0,25d2)

где М, Нм.

Для типового карданного шарнира d — 0,2/г, I =0,16й и
г = 0,41й.

После подстановки этих значений в выражение (100) и его
преобразования получим

Л1 = 7,35-1(Г5/г3о'.	(101)

Размеры карданного шарнира следует определять из условия,
что крестовина не будет иметь остаточных деформаций под дей-
ствием максимального крутящего момента двигателя при вклю-
чении первой передачи в коробке передач или крутящего момента,
определенного по силе сцепления колес с дорогой при коэффи-
циенте сцепления, равном 0,85, и полной нагрузке автомобиля,
если последний момент будет меньше первого момента.

Для материала крестовины можно принять предел упругости
о = 70 000 Н/см2; при этом карданный шарнир должен иметь
коэффициент запаса не менее 2,0. Таким образом, значение
7О2°о°в 7,35-ИГ6/? должно быть равно или больше наименьшей
из величин

/ИдтахЩ ИЛИ ,
“0

где Wj — передаточное число первой передачи коробки передач;
G2 —нагрузка, приходящаяся на задние колеса при полной на-
грузке автомобиля, Н; <р — коэффициент сцепления колеса с до-
рогой, ф = 0,85; гк — радиус качения колеса, м; и0 — пере-
даточное число главной передачи.

Окончательно получим, что размер h (см) должен быть больше
или равен наименьшей из величин

0,73	или 0,73 |	(Ю2)

При использовании тормозного механизма, действующего на
трансмиссию автомобиля, следует принимать наибольшую из двух
величин. В случае применения гидромеханической коробки пере-
дач максимальная сила тяги на колесах при трогании автомобиля
с места всегда превышает силу сцепления колес с дорогой, поэтому
размер h следует определять с использованием второго выра-
жения.
§ 74.	Главная передача

За определяющий размер гипоидной или спиральной кони-
ческой главной передачи может быть принят диаметр начальной
окружности ведомого колеса (рис. 126). Для гипоидной пере-
дачи, кроме того, определяющим размером также будет величина
смещения е оси ведущей шестерни.

Анализ осуществленных конструкций показывает, что для ги-
поидных и спиральных конических главных передач легковых
автомобилей справедлива эмпирическая зависимость

S — Кг, п А4д max^Oi (163)
где s — длина образующей дели-
тельного конуса, см; Кг. п — коэф-
фициент пропорциональности, Кг. п=
= 11,6 см (H-m)-1/j.

Для легковых автомобилей, име-
ющих отношение массы при средней
эксплуатационной нагрузке к макси-
мальному крутящему моменту дви-
гателя, равное 6,0 ко'Н-м и меньше,
и оборудованных гидромеханически-
ми коробками передач Кг п —
= 10,0 см (Н-м)-1^.

Торцовый модуль (см) на допол-
нительном конусе для заданной дли-
ны образующей делительного конуса

2ч

/щ	,	(104)

где гш и гк — числа зубьев соответ-
ственно ведущей шестерни и ведо-
мого колеса.

Диаметр начальной окружности

Рис. 126. Основные размеры ги-
поидной главной передачи

ведомого колеса

(/н =

Используя значения /нт и s из зависимостей (104) и (103), после
преобразования получим (см)

2Кг. п > Ма тах^о

(Ю5)

Смещение е оси ведущей шестерни гипоидной передачи обычно
принимают равным 0,2dH, хотя иногда и больше.
Глава XIV

Выбор параметров и проектирование
подвески силового агрегата

Основное назначение подвески силового агрегата состоит в вос-
приятии и передаче на несущую систему автомобиля веса сило-
вого агрегата и опрокидывающего реактивного момента. При этом
подвеска должна препятствовать передаче на несущую систему
колебаний силового агрегата, и наоборот, от несущей системы
к силовому агрегату колебаний, возникающих при движении авто-
мобиля по неровной дороге и вследствие неуравновешенности ко-
лес и шин, и одновременно не позволять массе силового агрегата
вступать в синхронные колебания с другими частями автомобиля.
Кроме того, подвеска должна ограничивать все перемещения си-
лового агрегата, чтобы их влияние не сказывалось на устойчи-
вости движения н управляемости автомобиля, с одной стороны,
и на надежной работе механизмов управлений и коммуникаций —
с другой стороны.

§ 75.	Коэффициент усиления и частота
собственных колебаний

Силовой агрегат и остальная часть автомобиля могут быть
упрощенно представлены колебательной системой, состоящей из
двух масс tiiL и т., связанных пружиной, из которых на одну
(массу /nJ действует периодическая возмущающая сила Р. От-
ношение максимального усилия, передаваемого на массу т2,
к максимальному усилию Р, которое передавалось бы при наличии
жесткой связи между обеими массами, принято называть коэф-
фициентом усиления колебаний.

Согласно теории колебаний коэффициент усиления колебаний

t=t (106)
\ «о /

где п — частота возмущающей силы; я0 — частота собственных
колебаний.

Рассматривая зависимость р от п/п0 (рис. 127) видим, что
при частоте возмущающей силы равной нулю, т. е. тогда, когда
сила Р действует статически, она передается на массу т2 це-
ликом; при п/п„ 1 наступает явление резонанса, когда коэф-
фициент р возрастает до бесконечности. После прохождения зоны
резонанса коэффициент р быстро уменьшается и меняет знак, так
как передаваемая сила по направлению в каждый данный момент
будет противоположна возмущающей силе.

При наличии сопротивления в колебательной системе общий
характер зависимости не меняется, но возникает предел увеличе-
298
ния коэффициента усиления и несколько уменьшается значение
п/п0, соответствующее состоянию резонанса. Таким образом, для
уменьшения передачи колебаний силового агрегата несущей си-
стеме автомобиля, и наоборот, необходимо стремиться к пони-
жению частоты собственных колебаний силового агрегата на
подвеске; для рассматриваемой колебательной системы эта ча-
стота (1/с)

„	1	|/ с (fft! + т3)

°	20л V туп.,	’

где с — жесткость, Н/см; и //?., -— массы, кг.

Если масса /»., велика по сравнению
с массой rnlf что соответствует соотноше-
нию масс силового агрегата и остальной
части автомобиля, то

Рис. 127. Зависимость ко-
эффициента и усиления
колебаний от отношения
п п„ частот возмущающей
силы и собственных коле-
баний:

1 — без сопротивления;
2 — с сопротивлением

уменьшения переме-

Для угловых колебаний выражению (107)
соответствует зависимость
2	/ cv

<108>
где су — угловая жесткость, Н-см/°; I —
момент инерции тела относительно оси,
вокруг которой происходят колебания,
кг-см2.

Таким образом, для уменьшения пе-
редачи колебаний необходимо стремиться
к максимальному снижению жесткости
подвески, что противоречит требованию

щений силового агрегата относительно несущей системы под
действием случайных импульсов.

Для предотвращения передачи колебаний силового агрегата
к несущей системе желательно, чтобы частота собственных коле-
баний силового агрегата на подвеске не превышала половины наи-
меньшей возможной частоты основных источников колебаний.
Однако выполнение этого условия для современных двигателей,
частота вращения холостого хода которых доходит до 450—
500 об/мин, часто оказывается практически невозможным, так как
для этого подвеска должна быть недопустимо мягкой. В таких
случаях приходится мириться с тем, что частоты некоторых соб-
ственных колебаний будут несколько выше частот возмущающих
сил при холостом ходе двигателя, но останутся достаточно удален-
ными от зоны, соответствующей основным рабочим частотам вра-
щения коленчатого вала. Как показывает практика, в этом слу-
чае двигатель безопасно проходит зону собственных колебаний
при разгоне и замедлении автомобиля, так как эти процессы
протекают быстро и колебания не успевают развиваться.
§ 76.	Колебания силового агрегата

Периодические моменты и силы — источники колебаний. Основ-
ные источники колебаний силового агрегата следующие:

периодическое изменение реактивного крутящего момента, со-
здаваемого переменным давлением газов в цилиндрах и силами
инерции возвратно-поступательно движущихся частей криво-
шипно-шатунного механизма двигателя;

неуравновешенные силы инерции возвратно-поступательно
движущихся частей кривошипно-шатунного механизма и созда-
ваемые ими моменты.

Пределы изменения крутящего момента двигателя и числа
импульсов за один оборот коленчатого вала для четырехтактных
двигателей, применяемых на легковых автомобилях, приведены
в табл. 36. Пределы изменения крутящего момента получены рас-
четом для двигателей, имеющих диаметр цилиндра 100 мм, ход
поршня 88 мм и степень сжатия 8,5 для режима, соответствую-
щего максимальному крутящему моменту.

Таблица 36

Пределы изменения крутящего момента и число импульсов
за один оборот коленчатого вала для четырехтактных двигателей

Двигатель	Пределы изменения крутящего момента, %	Число импульсов за один оборот коленчатого вала
Четырехцилиндровый рядный	+ 106 и —100	2
Шестици л и ндровы й рядный	+32 и —68	3
Восьмицилиндровый V-образный	+53 и —55	4

Если ограничиться рассмотрением неуравновешенных сил и
моментов только первых двух порядков, а это оправдано тем, что
их величина быстро уменьшается с номером порядка (под поряд-
ком понимаем число импульсов за один оборот коленчатого вала),
то перечисленные в табл. 36 двигатели, кроме четырехцилиндро-
вого, можно считать свободными от всех неуравновешенных сил
и моментов относительно вертикальной и горизонтальной попереч-
ных осей силового агрегата.

В четырехцилиндровом двигателе имеется неуравновешенная
вертикальная сила инерции (Н) второго порядка

Р = 4mn ~ егк cos 2(р,	(109)

где ;п„ —масса возвратно-поступательно движущихся частей для
одного цилиндра, кг; г — радиус кривошипа, см; w — угловая
300
скорость, 1/с; Z — /-; 1Ш— длина шатуна, см; <р — угол по-
*111

ворота кривошипа из положения, соответствующего в. м. т.

Эта сила приложена посередине между осями второго и треть-
его цилиндров и действует дважды за одни оборот коленчатого
вала. Вследствие наличия этой вертикальной периодически дей-
ствующей силы к подвеске силового агрегата с четырехцилиндро-
вым двигателем предъявляются особые требования.

При неудовлетворительном уравновешивании двигателя,
в частности после ремонта, также возможно появление неуравно-
вешенных сил инерции первого порядка от вращающихся частей
кривошипно-шатунного механизма. Помимо этого, со стороны не-
сущей системы на силовой агрегат могут действовать вертикаль-
ные периодические силы, возникающие от низкочастотных коле-
баний автомобиля на подвеске и высокочастотных колебаний не-
подрессоренных частей автомобиля.

Связанные и несвязанные колебания. Тело, лежащее на не-
скольких произвольно расположенных упругих опорах, при воз-
действии на него одиночного импульса силы или момента приходит
в состояние сложного колебания, которое может быть разложено
на элементарные колебания относительно различных осей с раз-
ными частотами.

Координаты осей, относительно которых происходят элементар-
ные колебания, и частоты этих колебаний зависят от расположе-
ния опор и их жесткостей. Элементарные колебания являются
связанными в том смысле, что возникновение одного из них сопро-
вождается появлением остальных.

Положение изменяется, если опоры симметричны относи-
тельно главных осей инерции тела. В этом случае при воздействии
импульса силы по направлению одной из осей возникает одна
возвращающая сила в направлении этой оси, а при воздействии
импульса момента относительно одной из осей — один возвра-
щающий момент относительно этой осп. Поэтому возникающие так
называемые несвязанные колебания ограничиваются направле-
нием или плоскостью действия приложенного импульса силы
или момента.

Частоты несвязанных собственных колебаний тела могут быть
определены по выражениям (107) и (108). При прочих равных усло-
виях диапазон частот несвязанных колебаний меньше диапазона
частот связанных колебаний.

Таким образом, в случае симметричного расположения опор
устраняется связь между элементарными колебаниями тела и
уменьшается диапазон частот этих колебаний, что позволяет де-
лать опоры более жесткими, чем асимметричные.

Колебательная система. Общий случай колебательной си-
стемы — силовой агрегат на упругой подвеске — приведен на
рис. 128, где за начало координат О выбран центр тяжести, а за
осп коорщпат — главные осп инерции силового агрегата в со-
301
стоянии покоя. Главная ось инерции X обычно наклонена назад
по отношению к оси коленчатого вала под углом 10—15°. Поло-
жение центра тяжести и главных осей инерции для существую-
щего силового агрегата может быть определено экспериментально,
а для силового агрегата, еще находящегося в стадии проектирова-
ния, — оценено.

Для силового агрегата с четырехцилиндровым двигателем
угол ip составляет примерно 15°, а для силового агрегата с шести-
цилиндровым двигателем 12°.

Рис. 128. Колебательная система —силовой агрегат на упругой
подвеске

Подвеска силового агрегата легковых автомобилей обычно
представляет собой четыре опоры, расположенные попарно спе-
реди и сзади силового агрегата, или три опоры, когда объединена
та или другая пара опор.

Векторы опрокидывающего реактивного момента М и неурав-
новешенной силы инерции Р второго порядка, действующих на
силовой агрегат, могут быть разложены на следующие составляю-
щие:

от момента М	от силы Р

по оси X----М cos if	по оси X Р sin if

по оси Z----М sin if	по оси Z------ Р cos if.

Угол if относительно невелик, поэтому составляющие, содер-
жащие sin if, не могут вызвать резонанса в направлении их дей-
ствия из-за внутреннего трения резины опор (см. рис. 127). По-
этому при проектировании опор можно учитывать только состав-
ляющую опрокидывающего реактивного момента М cos ip и со-
ставляющую неуравновешенной силы инерции второго порядка
Р cos if, условно перенесенную в центр тяжести силового агре-
гата, а также момент относительного центра тяжести Р cos if<?,
получающийся при условном переносе этой силы.

§ 77.	Подвеска с опорами, симметричными
относительно продольной плоскости

Расположение опор. Если к подвеске силового агрегата не
предъявляется никаких специальных требований, например, когда
плечо q приложения неуравновешенной силы инерции второго
порядка невелико или неуравновешенная сила отсутствует совсем,
302
а угол ф составляет 10—12°, то опоры по возможности распола-
гают симметрично, а оси опор — параллельно главным осям
инерции силового агрегата. При этом жесткости опор по трем вза-
имно перпендикулярным осям выбирают так, чтобы избежать
резонанса с главными источниками колебаний, действующими
в этих направлениях.

По компоновочным соображениям эти опоры обычно удается
расположить симметрично только относительно продольной верти-
кальной плоскости X0Z, а при некоторых условиях, кроме того,
поместить их в плоскости X0Y. Однако даже такое расположение

опор устраняет некоторые
связи между колебаниями
и позволяет получить удо-
влетворительную подвеску
с точки зрения требова-
ний легкового автомобиля.

Формы и частоты соб-
ственных копебаний сило-
вого агрегата, установлен-
ного на четырех опорах,
симметричных относитель-
но его продольной пло-
скости, определены ниже.

Рис. 129. Схема колебаний силового агрегата
в плоскости симметрии

Последнее условие позволяет рассматривать силовой агрегат и
его подвеску в продольной (рис. 129) в и поперечной (рис. 130)
плоскостях как две независимые колебательные системы.

Рассмотрим наиболее общий случай угловых колебаний отно-
сительно произвольных осей: перпендикулярной к плоскости сим-
метрии и лежащей в этой плоскости. Как и раньше, за начало
координат 0 принят центр тяжести, а за осн координат — главные
оси инерции силового агрегата в состоянии покоя. В расчете ис-
пользованы следующие обозначения:

тс — масса силового агрегата;

/4 и /в — моменты инерции силового агрегата отно-
сительно осей АА и ВВ, вокруг которых
происходят колебания;

Рл> (•// 11 (Ъ — радиусы инерции силового агрегата относи-
тельно главных осей инерции;

С],., с1у и с1г — жесткости передней опоры в направлениях
осей координат;

с2х, с2у и с2г — жесткости задней опоры в направлениях
осей координат;

—-а1, —hy и —di — координаты передних опор;

+о2, и —d., — координаты задних опор;

п 1 — частота собственных колебаний в плоскости
симметрии;

пв — частота собственных колебаний в плоскости,
перпендикулярной плоскости симметрии.
Собственные колебания в плоскости симметрии. Предпола-
гается, что колебания происходят относительно оси ЛА (см.
рис. 129), пересекающей плоскость XOZ в точке А с координа-
тами х, г. Используя принцип Даламбера, можно составить усло-
вие равновесия моментов относительно оси АА для произвольного
положения, определяемого углом Ф; при этом

~ /л +• гЖы + П<1>2с2л = 0,	(1 Ю)

где /л - тс (р2 + № + г2).

Если пренебречь трением и принять жесткость опор в преде-
лах амплитуды колебаний постоянной, то движение силового агре-
гата можно рассматривать как гармоническое колебание, для ко-
торого может быть заменено па —/1дФ.

Жесткости опор с14 и в направлениях перемещений опре-
деляем разложением перемещения опоры на направления осей X
и Z, определением сил в этих направлениях, построением тре-
угольника сил для получения равнодействующей и проектирова-
нием ее па направление действительного перемещения; при этом

£’i 1 = sin2 Y1 + clv cos2 уг; с.,А = с22 sin2 Д- с.,х cos2

или

с'ал — сы


Подставив найденные значения IA, Gi и с.,л в уравне-
ние (110) и преобразовав его, получим

ПдГПс (|>у + х2 -|- г2) — 2с1г (л- + «О2 - 2clx (z -j- <h)2 —

- 2с.,г (х - о,)2 - 2с21 (z + d.,)2 = 0.	(111)

После раскрытия скобок вводим следующие сокращенные обо-
значения:

	у $	^cix Ч 2с2л . у S ==	•  А	тс	'	1— г	тс  S d	~Т 2с-2х<1г . V S п = 2С|?Д1 — 2сгга2 .  Л	тс	>	г	;дс  Ve-	2cUrf? + 2c2/,2	Vv ’	2с^ + 2с^  /. 8. d * ==	;	У 8 лг =	.  '	шс	’ х- г	/Пс
Тогда	«л G’y + X2 + у2) - х2 У 8г + 2х У 8/г - У 8/г2 - -г2У8г-2гУ8ла-У8/Р = 0.	(112)

Дифференцирование уравнения (112) по х и z дает

Пд2х — 2х У 8г — 2 У S/i = 0; nA2z — 2z У SA — 2 У Sxd = 0;
отсюда определяем координаты оси ЛА в зависимости от п [

v _ У  пл — У Sz  у Sxd z = —,	.  Пд У sx	(113)  (114)

Чтобы найти частоту собственных колебаний пА относительно
оси АА, значения координат оси А А (113) и (114) подставляем
в уравнение (112), откуда после простых, но трудоемких преобра-
зований получаем уравнение вида

ЛпА ф- BttA + Спа + 0 = 0,
которое можно привести к полному кубическому уравнению.

Решение кубического уравнения дает три значения для пд.
Подстановка полученных значений пА в выражения (ИЗ) и (114)
позволяет найти координаты осей, относительно которых проис-
ходят колебания.

Собственные колебания в плоскости, перпендикулярной к пло-
скости симметрии. Предполагается, что колебания происходят
относительно оси В В (рис. 130), лежащей в плоскости X0Z (пло-
скость симметрии), пересекающей ось Z на расстоянии z от на-
чала координат и составляющей угол 0 с осью X. Величину г
и tg 0, а также частоту собственных колебаний пв можно опре-
делить описанным выше способом.

Таким образом, в каждой из рассматриваемых плоскостей
имеют место колебания относительно трех или менее параллель-
ных осей, координаты которых определяются действительными
2	2

значениями па и пв-

§ 78.	Подвеска с использованием принципа центра удара

В тех случаях, когда действие какого-либо из возмущающих
импульсов особенно сильно (как при четырехцилиндровом двига-
теле) или когда необходимо, чтобы какая-либо определенная точка
силового агрегата не испытывала перемещений (как при исполь-
зовании толкающей трубы для передачи от заднего моста толкаю-
щего усилия и реактивного момента), целесообразно применение
подвески, в которой использован принцип центра удара.

В соответствии с теоремой о центре удара неподвижная ось,
на которой вращается тело, не будет испытывать удара, действую-
щего на это тело, при следующих условиях:

тело симметрично и удар приложен в плоскости симметрии;

направление удара перпендикулярно прямой, соединяющей
ось вращения и центр тяжести;

удар приложен в центре удара — точке, отстоящей от осн вра-
щения на величину

тср

(Н5)

где I — момент инерции тела относительно его оси вращения;
тс — масса тела; р — расстояние центра тяжести от оси вра-
щения.

После замены в выражении (115) момента инерции I тела
относительно оси его вращения через радиус инерции рп относи-
тельно центра тяжести и расстояния I от оси вращения до центра
удара через расстояние q от центра тяжести до центра удара,
получим

(Н6)

Следовательно, если передние опоры 1 (рис. 1.31) расположить
в плоскости действия неуравновешенной силы инерции второго
порядка на расстоянии q от центра тяжести 0, а задние опоры 2 —
на расстоянии р по другую сторону от центра тяжести 0 на оси,
соединяющей центр тяжести 0 и передние опоры 1, то динамиче-
ские силы, действующие в плоскости опор /, не вызовут реакции
в задних опорах 2, и наоборот. Поэтому передняя опора должна
быть относительно мягкой, чтобы препятствовать передаче им-
пульсов, а задняя может быть относительно жесткой.
Рис. 131. Схема подвески силового
агрегата, в которой использован
принцип центра удара

Дополнительное преимущество достигается тогда, когда ось
1—2 совпадает с главной осью инерции X, а оси опор параллельны
главным осям инерции, так как при этом уменьшается число свя-
занных колебаний.

Соблюдение приведенных выше
условий позволяет представить си-
ловой агрегат и его подвеску
в виде динамической модели из
двух не связанных масс, опи-
рающихся на пружины. Частоты
собственных колебаний этих масс
могут быть определены по выра-
жению (107).

Однако на практике при си-
стеме подвески, в которой исполь-
зован принцип центра удара, оси
опор обычно располагают сим-

метрично относительно осей двигателя. Подвеску этого типа иногда
применяют также для шести- и восьмицилиндровых двигателей,
если предполагают, что после ремонта двигателя возможно воз-
никновение неуравновешенных сил инерции первого порядка.
Поскольку в этих условиях неуравновешенность может возник-
нуть в плоскости любого цилиндра, с этой точки зрения располо-
жение передних опор на половине длины блока цилиндров наи-
более оправдано.

§ 79.	V-образная установка опор

Эквивалентные опоры. Если в задней части силового агрегата
опору обычно можно поместить в плоскости X0Y или вблизи нее,
так как ось X здесь проходит ниже оси коленчатого вала, то
в передней части силового агрегата, где ось X проходит выше оси
коленчатого вала, размещение опор усложняется, так как оказы-
вается необходимым применение высоких кронштейнов. Поэтому
для передней части силового агрегата часто применяют две V-
образно установленные опоры (рис. 132), которые условно можно
заменить одной эквивалентной опорой, обладающей такими же
упругими свойствами, но расположенной значительно выше.

В том случае, когда угол между главной осью X и осью колен-
чатого вала мал, V-образная установка опор может оказаться
необходимой и в заднем конце силового агрегата.

Ниже выведены зависимости для определения вертикальной,
горизонтальной и угловой жесткостей, а также расположения
этой эквивалентной опоры.

Вертикальная жесткость эквивалентной опоры. Пусть под дей-
ствием вертикального усилия PJ2 (рис. 132) каждая опора,
расположенная под углом Р к оси симметрии, деформируется
в вертикальном направлении на величину s„. Деформация s„
307
может быть разложена па деформации в направлениях сжатия
и сдвига опоры, т. е. соответственно на su cos р и sD sin p. Если
принять, что жесткость в направлении сжатия равна ссж, а в на-
правлении сдвига ссд, то составляющие сжатия и сдвига будут
соответственно равны cCJKsu cos р и cc„sB sin р.

Рв

Рис. 132. Схема для определения
вертикальной жесткости V-образно
установленных опор

Таким образом, сумма верти-
кальных проекций сил сжатия и
сдвига для двух опор

Ра = 2sn (сеж cos2 р 4- ссд sin2 р),
откуда вертикальная жесткость
эквивалентной опоры

сэ. в == 2 (ссж cos2 р + ссд sin2 р).

(117)

Г оризонтальная жесткость и
положение эквивалентной опоры.
Аналогично предыдущему можно
найти сумму горизонтальных про-
екций сил сжатия и сдвига двух
опор (рис. 133)

Рг = 2sr (ссж sin2 р + ссд cos2 Р),

откуда горизонтальная жесткость эквивалентной опоры

сэ. г = 2 (ссж sin2 р + ссд cos2 Р).

(118)

Положение эквивалентной опоры или точки приложения го-
ризонтальной равнодействующей может быть найдено из треуголь-

ника сил, для которого

tg (а - р) = _Ew-srC°sP
'	17 Ссж«г Sin р

ИЛИ

tg («-₽)- -4г 7Г’

(119)

где а — угол между рав"
недействующей и осью
симметрии.

Если размеры по вер-

Рис. 133. Схема тля определения горизонталь-
ной жесткости V-образно установленных опор

тикали от точки пересече-

ния осей сжатия до центров опор и до центра эквивалентной
опоры обозначить соответственно через h и т, то из простых
соотношений следует

m _ sin (<х —Р)
h cos р sin а
Из треугольника сил имеем

sin (а — Р) =

ссдяг cos Р _ 2ccflsr sin a cos р

Рг 1

2 sin

Pi

поэтому

2сСд

(120)

т
Т

а.

Угловая жесткость эквивалентной опоры. Пусть на опоры дей
ствует момент М пары сил (рис. 134), создающий в опорах верти

кальные усилия M!2k (где 2k—
расстояние между центрами опор),
которые могут быть разложены
на составляющие сжатия и сдви-
М cos В
га, т. е. соответственно на —^-L-

М sin В „	,

и —2fe . Отсюда деформации
сжатия и сдвига будут соответ-
ственно равны

М cos р М sin р

2/гссж П 2ЛсСд

При повороте обеих опор на
угол Ф относительно центра эк-
вивалентной опоры линейная де-
формация на опорах

Ф/г
s = —-----.

sin а

Рис. 134. Схема для определения \ г-
ловон жесткости V-образпо установ-
ленных опор

Деформация s может быть разложена на деформации в направ-
лениях сжатия и сдвига, т. е. соответственно на

s sin (се — Р) и s cos (а — Р).

Отношения деформаций, полученных двумя способами, должны
быть равны, т. е.

М cos р

2kcclK _ s sin (а — Р)

И sin Р	scos(a — Р)’

2/?с^д
откуда

Ссж Р

Таким образом, опять получаем уравнение (119), определяющее
положение эквивалентной опоры. На основании равенства дефор-
маций сдвига

s cos (се - Р) = o,At— sin р.

'	1 ' 2kcca
После подстановки значения s имеем

	Ф/г	.  —	cos (а — В) =  sin a	v	17	М . „  = -277-sm,)’  2,1 Ссд
откуда угловая	жесткость	
_ 24 СЭ. у	Ф	2/Асд cos (а — Р)	-= 2Агссд(1 +ctg“ctgP).
	sin а sin р	
После замены	,	h — т  ctga- к и	ctgp=4

окончательно получаем

у = 2 (Л2 - р li2 — Inn) ссд.	(121)

§ 80.	Проектирование опор

Конструкция опор. В качестве упругого элемента подвески
силового агрегата на легковых автомобилях используют резину,
которая позволяет в широком диапазоне менять общую жесткость
опоры применением композиций, обладающих различной твер-
достью. Изменяя конфигурацию резинового элемента за счет на-
ружной формы или введения полостей, можно получить любую
требуемую жесткость в необходимом направлении.

Для опор применяют резину на основе натурального каучука,
обладающую высокой прочностью, значительным внутренним
трением, низкой остаточной деформацией и небольшим колеба-
нием свойств при изменении температуры от —20 до -}-70J С.
Опоры выполняют в виде резиновых блоков с привулканизиро-
ванной к ним стальной арматурой, используемой для крепления.
Это дает возможность передавать усилие сдвига, а также нормаль-
ные нагрузки, действующие в противоположных направлениях,
и таким образом наиболее полно использовать объем резины.

Резина обладает низкой усталостной прочностью на растяжение,
особенно в условиях воздействия агрессивных факторов (пары
бензина, повышенная температура и др.), поэтому опоры проекти-
руют, так, чтобы они подвергались только сдвигу и сжатию. При
этом для предотвращения передачи колебаний, когда необходима
большая деформация опор, преимущественно используется сдвиг,
а для ограничения перемещений силового агрегата, когда необ-
ходима малая деформация, используется сжатие. Наилучших
результатов в отношении срока службы резины можно достигнуть
при комбинированном воздействии сдвига и сжатия, как это имеет
место при V-образной установке опор.

Для изоляции от передачи колебаний применяют простые пря-
моугольные или круглые опоры (рис. 135), которые могут вос-
принимать нагрузку, вызывающую напряжение сдвига или сжа-
310
тия, или комбинацию обоих видов напряжений. Для фиксации
силового агрегата в продольном направлении целесообразно при-
менять опоры корытообразного профиля (рис. 136), обладающие
низкой жесткостью на сдвиг в продольном направлении (перпен-
дикулярно плоскости чертежа).

Опоры фиксирующего типа применяют или только в переднем,
или только в заднем креплении силового агрегата. Фиксацию си-
лового агрегата в поперечном направлении лучше всего осуще-
ствлять при помощи V-образной установки опор, так как при этом
не увеличивается угловая жесткость подвески.

Рис. 137. Опора с упора-
ми, работающая на сдвиг

Рис. 135. Прямоуголь-
ная или круглая опора

Рис. 13G. Опора коры-
тообразного профиля

Для ограничения вертикальных перемещений силового агре-
гата под действием случайных ударных нагрузок и резких измене-
ний крутящего момента в мягких опорах, работающих на сдвиг,
применяют упоры (рис. 137). При этом для уменьшения амплитуды
колебаний можно использовать прогрессивное увеличение жестко-
сти постепенным изменением плеча приложения нагрузки.

Если опоры установлены так, что разрушение резины может
повлечь за собой аварию, то в их конструкции должны быть пре-
дусмотрены специальные предохранительные устройства, подобные
упомянутым выше упорам.

Чтобы излишне не нагружать резину опор, несоответствие
в продольных и поперечных установочных размерах несущей
системы н силового агрегата компенсируют овальными отверстиями
для крепежных болтов в арматуре тех опор, которые не фиксируют
положение силового агрегата в этом направлении.

Расчет опор. Размеры резиновых частей опор выбирают на
основе статической нагрузки, приходящейся на опоры от веса
силового агрегата. При этом напряжение сдвига не должно пре-
вышать 17,5 Н/см2, а создаваемая при этом деформация 25%.
Напряжение сжатия не имеет строгого предела и составляет 35—
175 Н/см2; для сжатия большое значение имеет величина деформа-
ции, которая не должна превышать 20%. Для обеспечения сквоз-
ной вулканизации толщина резины не должна превышать 45 мм.

Этн предельные значения напряжений и деформаций равным
образом относятся к составляющим сдвига и сжатия при комби-
нированном действии обоих видов напряжения.
Учитывая относительно небольшие для резины деформации

опор, для расчетов напряжении и жесткостей можно применять
зависимости усилия от деформации, основанные на законе Гука.
В случаях комбинированного действия сжатия и сдвига, например
при V-образной установке опорДрис. 132) или при опорах корыто-

Рис. 138. Зависимость модуля
упругости при сжатии Е для ре-
зины от ее твердости по Шору А

Необходимо учитывать, Ч1

образного профиля (рис. 136), оп-
ределение составляющих сил сжа-
тия и сдвига от вертикальной иа-
' грузки представляет собой стати-
чески неопределимую задачу. Ста-
тика дает всего одно уравнение:
равенство проекций сил на вер-
тикальную ось, второе уравнение
получается из условий деформа-
ции.

Зависимость модуля упруго-
сти при сжатии Е для резины
от твердости по Шору А приведена
на рис. 138. Модуль упругости
при сдвиге для резины G = £73.
Для опор силового агрегата при-
меняют резину с твердостью 45—
60 единиц по Шору А.

модули упругости резины при сжа-

тии и сдвиге в условиях динамического нагружения превышают
таковые для статических условий. Для резин, применяемых
в опорах силового агрегата, это отношение составляет 1,05—
1,20. При массовом производстве надо еще учитывать допуск на
колебание твердости резины, который может быть принят
равным ±15%.

Глава XV

Проверка карданной передачи на вибрацию

Наличие угла между осями вилок карданного шарнира вызывает
переменную угловую скорость и переменный крутящий момент
на валу ведомой вилки, что при больших значениях угла может
послужить источником возникновения вибрации в карданной
передаче. При неразрезной балке заднего моста задача услож-
няется тем, что задний мост перемещается относительно подрес-
соренной части автомобиля при изменениях нагрузки и при пере-
ездах через неровности дороги, а это сопровождается изменением
углов между осями вилок карданных шарниров.

Вибрация в карданной передаче автомобиля может возникать
в результате наличия:

312
относительного углового смещения соединяемых валов вслед-
ствие расположения осей вилок карданных шарниров под углом;

инерционных моментов в карданной передаче, создаваемых
массами карданных валов, вращающихся с переменной угловой

Рис. 139. Схема карданного шарнира:
1 — ведущий вал; 2 — ведомый вал

скоростью;

пар сил, возникающих в плоскостях вилок карданного шар-
нира при передаче через него крутящего момента и создающих
боковые нагрузки на опоры
валов;

превышения критической ча-
стоты вращения.

Ниже выведены аналитиче-
ские выражения для этих огра-
ничивающихся параметров кар-
данной передачи, составленные
с использованием известных за-
висимостей для отдельного кар-

данного шарнира, и приведены их допустимые значения, получен-
ные на основе анализа осуществленных конструкций. При этом
принято, что карданные валы являются абсолютно жесткими при
кручении, но в трансмиссии имеется окружной зазор, и что оси
валов лежат в одной плоскости (плоскости чертежа), а вилки всех
карданных шарниров располагаются в двух взаимно перпендику-
лярных плоскостях. Ниже рассмотрены только предельные случаи
статического нагружения заднего моста, поскольку максимальные
перемещения заднего моста относительно подрессоренной части,
возникающие при движении автомобиля по неровной дороге, хотя
теоретически и могут сопровождаться сильными вибрациями,
действуют слишком кратковременно, а поэтому малозаметно и
безопасно.

§ 81.	Относительное угловое смещение валов

Максимальное угловое смещение Аср валов, создаваемое кардан-
ным шарниром (рис. 139), который установлен с углом 0 между
осями вилок, определяется зависимостью

tgA<p =

1 — cos 0

2 К cos 0

(122)

Частота этих возмущений равна удвоенной частоте вращения.
При небольших углах В, применяемых в автомобильных кардан-
ных передачах, с достаточной точностью можно принять

I cos 0 = 1. Тогда

tgArp = (l — cos0)/2

или, разлагая cos О в ряд, имеем

л	। Г1	Zi	02 . 04	0° ,	\]

tg Аф —	2 L	V	2! + 4!	6! +	'  ' ) ] ‘
Если пренебречь третьим и высшими членами ряда н принять
tg Д<[ = Дер, то окончательно получим

Лер 02/4,

(123)

где Дер и 0 — в радианах.

Пользуясь этим соотношением, можно суммировать макси-
мальные угловые смещения валов, получаемые при двух или
большем числе последовательно установленных карданных шар-
ниров (рис. 140), и найти эквивалентный этим угловым смещениям

Рис. 140. Схема для определения относительного углового смещения
соединяемых валов:

1 — передний карданным вал; 2 — задний карданный вал

угол 0э для одного карданного шарнира, создающего максималь-
ное угловое смещение валов такой же величины; при этом

д<р = Дф, 4-Дгри + Д<Рш -I--

или

е'э/4 - е?/4+оп/4 + е?„/4 +.. •,

где одинаковые знаки имеют члены, соответствующие карданным
шарнирам, в которых вилки занимают одинаковые угловые по-
ложения. Отсюда

0э = ]Ле?+е?1+е?п + ....	(124)

Допустимое значение эквивалентного максимального углового
смещения валов для всей карданной передачи зависит от угловой
скорости щ. Рекомендуют принимать

Дф=100/о2,	(125)

где Дф, рад; «, 1/с.

Угловое смещение валов создает пульсирующую нагрузку на
опоры силового агрегата и упругие элементы подвески, вызыва-
ющую их вибрации, а также удары между зубьями шестерен
в агрегатах трансмиссии. Эффект углового смещения валов обна-
руживается при движении автомобиля накатом или с небольшим
открытием дроссельной заслонки карбюратора в узком диапазоне
скоростей движения авомобиля, когда частота вращения кардан-
ного вала оказывается кратной удвоенной частоте собственных
колебаний опор.
§ 82.	Инерционный момент

Инерционный момент (И-см), создаваемый каждым карданным
валом, вращающимся с переменной угловой скоростью,

Л1„ = 100/а,

где I— момент инерции массы, кг-см2; а — угловое ускоре-
ние, 1/с2.

Частота изменений инерционного момента равна удвоенной
частоте вращения.

Если (pi и <ps -— текущие углы поворота, a coj и (о2 — угловые
скорости соответственно ведущей и ведомой вилок карданного
шарнира, то при равномерном вращении ведущей вилки (он =
1= о = const) с достаточной степенью точности можно принять

<р2 = <fi -f- Arp sin 2<f1,	(126)

откуда

w2 = dq>.,/dt — Wj 2A(f(O! cos 2(pi.

Угловое ускорение ведомого вала

«2 =	= —4A(f<oi sin 2(pi.

Следовательно,

a2max = 4A(p(0f

или, учитывая, что Аф 62/4, окончательно получаем

a2max=«02<Ol,	(127)

где а2тах, 1/с2; 0, рад; ш, 1/с.

Пользуясь этим соотношением, можно найти эквивалентный
угол 0Э для одного карданного шарнира, который будучи при-
соединенным к карданному валу с моментом инерции, равным
суммарному моменту инерции всей цепи карданных валов, будет
создавать такой же инерционный момент.

Для цепи из нескольких последовательно установленных кар-
данных валов инерционный момент

Joo Л4„ =аэ ХД = Aai 4- Л(а1 +ап) +  • •

или

(/1 I  /г 4“ • • )	In (61 -)- 0ц) (о 4~ •  >

где одинаковые знаки имеют углы, соответствующие карданным
шарнирам, в которых вилки занимают одинаковые угловые по-
ложения.

Отсюда

°-=1/---------/.+/.+•••------ (128)
Учитывая приближенный характер этого расчета, для удоб-
ства предельные значения установлены не для инерционных
моментов, а для угловых ускорений. Считают, что инерционный
момент не будет вызывать ощутимых вибраций, если аэ не будет
превышать 1000 I/е2. При особенно коротких валах небольшого
диаметра угловое ускорение может достигать 2000 1/с2.

Эффект инерционного момента обнаруживается обычно при
движении автомобиля накатом или с небольшим открытием дрос-
сельной заслонки карбюратора, когда угол упругой деформации
валов или очень мал, или совсем отсутствует, и понижается уровень
шумов, создаваемых другими источниками. Инерционный момент
вызывает вибрации и стуки, аналогичные создаваемым относитель-
ным угловым смещением валов.

Проектируя карданную передачу, надо рассматривать инер-
ционные моменты на обеих ее концах. Максимальное из двух зна-
чений служит критерием для оценки принятой схемы по этому
признаку.

§ 83.	Боковые нагрузки на опоры валов

В случае приложения постоянного крутящего момента Mi
к ведущей вилке карданного шарнира, установленного с углом 0
между осями вилок, крутящий момент Мч на валу ведомой вилки
будет изменяться по мере поворота вилок, при этом на вилках
карданного шарнира будут возникать пары сил, создающие ра-
диальные реакции на опорах валов.

Если через <р обозначить угол поворота плоскости ведущей
вилки относительно общей плоскости, проходящей через оси обоих
валов (плоскость чертежа), то крутящий момент на валу ведомой
вилки

М2 = Mi cos 6 (1 -ф sin2 <р tg2 0).	(129)

При этом моменты пар сил, действующие в плоскости ведущей
и ведомой вилок карданного шарнира, будут соответственно равны

М1>дщ== Mi sin <f tgO;	(130)

Мвдн = MiCOSrpslnO | 1 ф- sin2 <p tg2 0.	(131)

Величина, плоскость и направление действия пар сил для
двух характерных угловых положений карданного шарнира, соот-
ветствующих ср = 0 и ф = л/2, показаны на рис. 141, а и б.
В положении ф = 0 (рис. 141, а) крутящий момент на валу ведо-
мой вилки составляет Mi cos 0, а на ведомую вилку действует пара
сил Mi sin 0, которая создает на опоре ведомого вала и карданном
шарнире равные и противоположно направленные боковые на-
грузки

411 sine ,	(132)

где I — расстояние между центрами карданного шарнира и опоры
ведомого вала.
Направленная в обратную сторону реактивная пара сил вос-
I принимается опорами вала ведущей вилки. В положении ср л/2
। (рис. 141, б) крутящий момент на валу ведомой вилки составляет
I Mi /cos 0, а на ведущую вилку действует пара сил Mi tg 0,которая
I воспринимается опорами вала этой вилки.

Реактивная пара сил создает на опоре ведомого вала и кардан-
I ном шарнире равные и противоположно направленные боковые
I нагрузки

MitgO
/ cos О

(133)

Таким образом, и к самому шарниру и к опоре ведомой вилки
прикладываются возмущающие импульсы в виде радиальных

Рис. 141. Схемы для определения боковых нагрузок на опоры карданных
валов

1 усилий, достигающие максимальных значений в горизонтальной
плоскости. Импульсы изменяются с частотой, равной удвоенной
частоте вращения карданного шарнира, и смещены по фазе на л/2
относительно друг друга.

Практика показывает, что влияние пары сил проявляется
в диапазоне 500—700 об/мин и не вызывает ощутимой вибрации,
если боковые усилия не превышают 50 Н.

Углы 0 в карданных шарнирах невелики, поэтому при учете
действия пары сил для упрощения принимают sin 0 = tg0,
a cos 0=1. При этих допущениях пара сил для положений <р = 0
и ф = л/2 будет одинакова по величине и равна Mi tg 0, и в обоих
положениях будет действовать в плоскости, проходящей через
ось вала рассматриваемой вилки, а крутящий момент не будет
меняться по величине при передаче его карданным шарниром.

Величина прикладываемой пары сил зависит от углов в кардан-
ных шарнирах и передаваемого крутящего момента. Поэтому
необходимо определять создаваемые ей реакции для случая раз-
гона автомобиля с полным открытием дроссельной заслонки
карбюратора. Действие пары сил особенно сильно сказывается на
промежуточной опоре карданной передачи, обладающей четко
Выраженной упругой характеристикой.
§ 84.	Карданная передача при неразрезной балке
заднего моста, подвешенной на продольных рессорах

На основании приведенных выше выводов ниже в общей форме
найдены значения ограничивающих параметров, связанных с дей-
ствием карданных шарниров для двух типичных и наиболее об-
щих схем карданных передач при равномерном движении авто-
мобиля с небольшим открытием дроссельной заслонки карбюра-
тора и при разгоне с полным открытием дроссельной заслонки,
когда передний конец вала ведущей шестерни главной передачи
поднимается вверх под действием максимального реактивного
момента.

Рис.142. Схема карданной передачи с одним карданным валом

Рассмотрим предельные случаи нагружения автомобиля:
с одним водителем и с полным числом пассажиров.

Первая схема. Толкающее усилие и реактивный мо-
мент заднего моста передаются через продольные рессоры. Кардан-
ный вал — один, промежуточной опоры нет.

При равномерном движении (рис. 142, а) эквивалентный угол
для максимального углового смещения валов

еэ = । (V 0,',.

Максимальное угловое смещение валов

Дер = 0“/4.

Эквивалентный угол для инерционных моментов

6Э = 6j или 0Э = 0ц

в зависимости от того, какой из углов (Oj пли 0П) больше.

Угловое ускорение (1/с2), создаваемое инерционным моментом,
п2 2
аэ = 0эю .

Боковые усилия на карданных шарнирах 1 и II

При разгоне (рис. 142, б) выражения для максимального угло-
вого смещения валов и ускорения, создаваемого инерционными
моментами, такие же, как и для случая равномерного движения.
318
Боковые усилия на карданных шарнирах / и II

И

=	= У (tgo,-tgeH).

Для карданной передачи, выполненной по такой схеме, можно
ограничиться рассмотрением условий равномерного движения
для двух предельных случаев нагружения автомобиля: с одним

Рис. 143. Схема карданной передачи с двумя карданными валами и про-
межуточной опорой

водителем и с полным числом пассажиров. Случай разгона при
этой схеме не может оказаться критическим.

Вторая схема. Толкающее усилие и реактивный мо-
мент заднего моста передаются через продольные рессоры. Кардан-
ных валов два, передний карданный вал имеет промежуточную
опору.

При равномерном движении автомобиля (рис. 143, а) эквива-
лентный угол для максимального углового смещения валов

6Э = б? 6ц — 6ц[.

Максимальное угловое смещение валов

Аср = 6э/4.
Эквивалентный угол для инерционных моментов

или

0,=

в зависимости от того, какой из углов больше.
Если для упрощения принять Л — /г, то

Угловое ускорение (1/с2), создаваемое инерционными момен-
тами,
п2 2
аэ =•= ()-,<«) .

Боковое усилие на карданном шарнире I
р _ M(tg0|— tgOn)
1 ~ G

Боковое усилие на промежуточной опоре 0

р _ Af (tg 0,— tgOn) M(tg0n+tgfiin)
/i	/2

Боковое усилие на карданном шарнире III

р . Al (tgOn + tg 0,ц)

При разгоне автомобиля (рис. 143, б) выражения для макси-
мального углового смещения валов и ускорения, создаваемого
инерционными .моментами, такие же, как и для случая равно-
мерного движения. Боковое усилие на карданном шарнире /
такое же, как и для случая равномерного движения.

Боковое усилие на промежуточной опоре 0

р Al(tg 0, — tg 6ц) М (tgOn —tgOin)

Боковое усилие на карданном шарнире III

р ______/И (tg0n — tg0ni)

Л I 11 -- ----:------- .

Для карданной передачи, выполненной по такой схеме, случай
разгона автомобиля можно рассматривать только в отношении
возникающих при этом боковых усилий, так как влияние осталь-
ных источников возбуждения вибраций не может оказаться кри-
тическим.
Может случиться, что одно из условий, ограничивающих
значения углов между осями вилок карданных шарниров, не
выполняется. В таких случаях иногда удастся, не меняя схемы
передачи, поворотом одного из карданных шарниров достичь
улучшения этого параметра карданной передачи за счет некоторого
ухудшения других параметров.

Углы между осями вилок карданных шарниров для условий
разгона могут быть определены но зависимостям, приведенным
в гл. XVII. Необходимые для проверочного расчета значения
моментов инерции карданных валов могут быть найдены расчетом
или экспериментально.

§ 85.	Критическая частота вращения карданного вала

Принятые сечения карданных валов должны быть проверены
на критическую частоту вращения по зависимости

/гкр= 12,4-10”

(134)

где d.n и dB — соответственно наружный и внутренний диаметры
трубы, см; I — расстояние между центрами карданных шарни-
ров, см.

В связи с наличием зазоров в карданных шарнирах, а также
биением фланцев коробки передач и главной передачи критиче-
ская частота вращения в действительности оказывается несколько
ниже теоретической, поэтому наибольшая частота вращения
карданного вала не должна превышать 0,8/?кр.

Рис. 144. Карданная передача с осями
валов, произвольно расположенными в
пространстве:

1 — ведущий вал; 2 — карданный вал;

3 — ведомый вал; S — плоскость, образо-
ванная осями валов 1 и 2\ Т— плоскость,
образованная осями валов 2 и 3

Для особых случаев, когда невозможно принять, что оси ве-
дущего и ведомого валов карданной передачи лежат в одной
плоскости (рис. 144), можно воспользоваться следующей теорети-
ческой зависимостью между углами поворота <ps и <Pi соответственно
ведомого и ведущего валов с осями, произвольно расположенными
в пространстве

tfT(„ в____________tg у, COS Й! | [1 +tg2bl—Й)]_________(135)

b 13 cosO( [1 ]-tg2 (4 — fl) cos2<>n] — sin2 0ц tg (p± tg (»] — fl) v

11 Родионов В. Ф.	321
Глава XVI

Общие требования, предъявляемые к подвеске
и выбор ее основных показателей

Подвеска автомобиля должна обеспечивать следующее:

заданную частоту собственных колебаний по возможности во
всем диапазоне нагрузок;

заданную величину динамического хода без «пробоев» подвески;

быстрое гашение возникающих колебаний;

противодействие чрезмерным крепам подрессоренной части
под действием боковой силы;

нейтральную или небольшую недостаточную поворачиваемость
автомобиля;

противодействие «клевку» подрессоренной части при торможе-
нии и «приседанию» при разгоне автомобиля.

§ 86.	Частота собственных колебаний

Частота колебаний является основным показателем комфорта-
бельности движения автомобиля, а также определяет и другие
производные показатели комфортабельности, как например, ма-
ксимальную амплитуду колебаний, максимальную скорость вер-
тикального перемещения, максимальное ускорение вертикального
перемещения и т. д.

Частота собственных колебаний передней и задней подвесок
автомобиля во всем диапазоне возможных нагрузок не должна
превышать некоторых определенных значений. Чем комфорта-
бельнее должен быть проектируемый автомобиль, тем ниже (до
определенного предела) должна быть частота собственных колеба-
ний его передней и задней подвесок.

Если в уравнение (107) частоты собственных колебаний груза,
опирающегося на пружину, вместо жесткости пружины с под-
ставить mg/fCT, где т — масса груза; g — ускорение свободного
падения; /ст — статический прогиб пружины под действием веса
груза, то после преобразования уравнение примет вид

где п0, 1/мин; /ст, см.

Вследствие этого для характеристики частоты собственных
колебаний подвески можно использовать статический прогиб —
деформацию упругого элемента подвески под действием проектной
нагрузки, отнесенную к колесу, т. е. не действительную дефор-
мацию, а деформацию, рассчитанную по жесткости, соответству-
ющей проектному относительному положению колеса и подрес-
соренной части, а для независимых рычажных подвесок — рас-
считанную с учетом плеч рычагов.
Для уменьшения высоты автомобиля, обеспечения наибольшей
комфортабельности при наиболее обычных средних нагрузках и
избежания чрезмерных запасов надежности и связанной с этим
излишней массы, упругие элементы подвески легкового автомо-
биля проектируют так, чтобы подрессоренная часть занимала
проектное положение при средней эксплуатационной нагрузке
(два человека на переднем и один на заднем сиденьи) независимо
от номинального числа мест.

Значения статических прогибов передней и задней подвесок
легковых автомобилей приведены в гл. IV. Эти значения относятся
только к упругому элементу подвески. Резино-металлические
шарниры дополнительно увеличивают жесткость передней под-
вески на 15—30%, а задней — на 10—15% в зависимости от схемы
подвески и числа шарниров.

Для устранения галопирования — продольных угловых коле-
баний после переезда дорожной неровности жесткость передней
подвески обычно делают равной 0,8—0,9 жесткости задней под-
вески (с учетом поправки на влияние резино-металлических шар-
ниров).

§ 87.	Динамический ход и характеристика подвески

Комфортабельность автомобиля зависит также от динамиче-
ского хода подвески, т. е. перемещения колеса от проектного
положения до положения упора в сжатый до х/з первоначальной
высоты верхний ограничитель подвески. Динамический ход под-
весок легковых автомобилей составляет: для передних подвесок
8—11 см; для задних подвесок 10—14 см, независимо от размеров
автомобиля. Меньшие значения динамического хода соответствуют
автомобилям, с высокими скоростными показателями, предназна-
чающимся для движения преимущественно по хорошим дорогам.
Ход отбоя для передней подвески принимают равным 0,7—1,5 ди-
намического хода, а для задней 0,8—1,8; в среднем одинаково
и для передней и для задней подвески ход отбоя принимают рав-
ным 1,0—1,3 динамического хода.

В качестве ограничителей хода сжатия используют резиновые
буфера. Ограничителями хода отбоя в передних подвесках служат
резиновые буфера, а в задних — амортизаторы, реже специальные
петли из металлической ленты или тканевого ремня. Для дости-
жения максимальной комфортабельности жесткость подвески не
должна быть постоянна, а должна увеличиваться по мере сжатия,
желательно также и по мере отбоя, чтобы уменьшался удар при
использовании всего динамического хода подвески и снижалась
разность частот собственных колебаний при нагруженном и не-
нагружениом состояниях. Кроме того, при этом уменьшается
изменение высоты автомобиля в зависимости от его нагрузки.

Характеристика, которую можно принять за эталон при проек-
тировании подвески, приведена на рис. 145. Тангенс угла Р между
11 *	323
касательной к кривой в некоторой точке и осью абсцисс пред-
ставляет собой жесткость подвески для данного значения дефор-

мации.

В пределах деформаций сжатия и отбоя, соответствующих
60% динамического хода и отсчитываемых от проектного положе-

Рис. 145. Рекомендуемая характеристи-
ка подвески легкового автомобиля

ния, жесткость подвески долж-
на быть постоянной или возра-
стать не более чем па 20%.
За этими пределами жесткость
должна увеличиваться быстрее,
но обязательно плавно.

Все виды применяемых в под-
весках упругих элементов, кро-
ме пневматических, сами по себе
в рабочем диапазоне нагрузок
имеют примерно линейную за-
висимость усилия от дефор-
мации (постоянную жесткость),
соответствующую штриховой ли-
нии. Поэтому желательную ха-
рактеристику подвески полу-
чают надлежащим выбором гео-

метрических параметров направляющего устройства, а также
использованием в качестве ограничителей буферов с прогрес-

сивным изменением жесткости.

§ 88.	Гашение колебаний подрессоренной части

Гашение колебаний подрессоренной части, т. е. превращение
кинетической энергии колебания в тепловую, происходит в ре-
зультате наличия трения, действующего в упругих элементах
подвески (трение между листами и междулистовымн прокладками
рессор, межмолекулярное трение резиновых упругих элементов,
дросселирование воздуха в пневматических упругих элементах),
в шарнирах направляющего устройства и рулевого привода и т. д.
Однако трение в этих узлах не стабильно, а закон его изменения
не оптимален с точки зрения обеспечения комфортабельности.
Поэтому стремятся свести до минимума влияние всех источников
трения и использовать в передней и задней подвесках гасящие
устройства — амортизаторы, основанные на принципе дроссе-
лирования перетекающей жидкости.

§ 89.	Крен подрессоренной части

Чтобы при движении автомобиля избежать «заваливания»
подрессоренной части и задевания колес за кожухи, угол крена
не должен превышать определенной величины при заданном
отношении боковой силы к массе, а с другой стороны, не должен
324
быть меньше некоторой величины, чтобы не ухудшать обратную
реакцию на водителя — так называемое ощущение дороги.

Угол крена подрессоренной части под действием боковой силы
определяется величиной плеча приложения боковой силы и сум-
марной угловой жесткостью передней и задней подвесок и ста-
билизаторов поперечной устойчивости. Плечо приложения боковой
(центробежной) силы равно расстоянию от центра тяжести под-
рессоренной части до оси крена — прямой, соединяющей центры
крена передней и задней подвесок. Центр крена подвески — это
мгновенный центр перемещения или точка, остающаяся в покое
при крепах подрессоренной части или при разных по знаку, но
одинаковых по величине перемещениях колес.

Угловая жесткость представляет собой момент, вызывающий
наклон подрессоренной части на единичный угол. Для легковых
автомобилей угловая жесткость (с учетом жесткости стабилиза-
тора поперечной устойчивости), отнесенная к доле массы под-
рессоренной части (Н-см-кг/рад), приходящейся на колеса дан-
ного моста, для передней подвески составляет 1,4—2,6 угловой
жесткости для задней подвески.

§ 90.	Недостаточная и избыточная
поворачиваемость автомобиля

Недостаточная и избыточная поворачиваемости служат мерой
курсовой устойчивости автомобиля и характеризуются разностью
средних углов увода передних и задних колес. Недостаточная
поворачиваемость характеризуется тем, что под действием боковой
силы, приложенной к автомобилю, средний угол увода передних
колес будет больше среднего угла увода задних колес. Избыточ-
ная поворачиваемость характеризуется обратным соотношением
средних углов увода передних и задних колес.

По сравнению с автомобилем с избыточной поворачиваемостью,
автомобиль с недостаточной поворачиваемостью не имеет тенден-
ции самопроизвольно уменьшать радиус поворота, он лучше
«держит дорогу» при прямолинейном движении и меньше реаги-
рует на воздействие случайных боковых сил.

§ 91.	«Клевок» подрессоренной части при торможении
и «приседание» при разгоне

Высокие динамические показатели и эффективные тормозные
системы вызывают при разгоне и торможении значительные пере-
распределения нагрузок па мосты, которые при мягкой комфорта-
бельной подвеске легковых автомобилей требуют принятия спе-
циальных мер для уменьшения продольных наклонов и связанных
с ними жестких «пробоев» подвески.

Компенсацию динамического перераспределения нагрузки осу-
ществляют надлежащим выбором геометрических параметров
направляющих устройств подвесок и использованием при тормо-
жении реактивных тормозных моментов на переднем и заднем
мостах, а при разгоне — реактивного ведущего момента на веду-
щем мосту. Уменьшение эффекта «приседания» при разгоне на
неведущем мосту может быть осуществлено только изменением
жесткости подвески этого моста.

Компенсация динамического перераспределения нагрузки не
может быть полной: на ведущем мосту из-за того, что оптимальные
значения геометрических параметров подвески для разгона и
торможения не совпадают, а на управляемом мосту из-за того,
что полная компенсация сопровождается чрезмерными измене-
ниями угла продольного наклона оси поворотного шкворня при
перемещениях колеса по высоте относительно подрессоренной
части, а также снижением плавности движения.

Применяемые на практике мероприятия позволяют уменьшить
перемещения подрессоренной части в плоскостях осей передних
и задних колес при разгонах и торможениях примерно в 2 раза
без существенного ухудшения других показателей подвески.

Глава XVII

Проектирование задней подвески
при неразрезной балке заднего моста

Помимо общих требований, предъявляемых к подвескам, к задней
подвеске с неразрезной балкой и укрепленной на балке главной
передачей предъявляют дополнительное требование: при ходе
сжатия она должна обеспечивать поворот заднего моста в верти-
кальной продольной плоскости, чтобы ось ведущей шестерни
главной передачи наклонялась спереди вниз. Это позволяет умень-
шить высоту туннеля в полу и обеспечить примерное равенство
углов между осями вилок переднего и заднего шарниров карданного
вала при различных относительных положениях моста и подрес-
соренной части.

Задние подвески с неразрезной балкой выполняют или рес-
сорными с продольными полуэллиптическими рессорами, или
пружинными с рычажным направляющим устройством.

§ 92.	Рессорная подвеска

Относительное расположение основных частей рессорной под-
вески. В связи с тенденцией к снижению высоты легковых автомо-
билей рессоры размещают под балкой заднего моста. Кроме изло-
женных выше соображений, касающихся курсовой устойчивости
(крепового увода), указанное размещение рессоры имеет преиму-
щество перед верхним ее расположением в том, что усилия от
326
балки заднего моста передаются коренному листу не через весь
набор листов, а непосредственно, вследствие чего возрастает
жесткость соединения.

К раме или задним продольным балкам основания несущего ку-
зова рессоры присоединяют передним ушком непосредственно,
а задним через серьгу. Такой способ установки обеспечивает
минимальное перемещение в шлицевом соединении карданного
вала. Рессоры располагают по возможности дальше от плоскости
симметрии автомобиля, чтобы увеличить угловую жесткость под-
вески и тем самым уменьшить крен подрессоренной части при
движении автомобиля но криволинейной траектории, а также
уменьшить угол закручивания и напряжения в листах рессор при
кренах.

Рессоры располагают снаружи, реже под лонжеронами рамы
или продольными балками основания несущего кузова или между
ними. Расположение переднего и заднего крепления рессоры опре-
деляется конструкцией рамы или основания несущего кузова и
иногда приводит к довольно значительной непараллельности
рессор (на виде сверху), которая не оказывает существенного
влияния на характеристику подвески.

Чтобы изолировать кузов от высокочастотных вибраций, вызы-
ваемых неровностями дороги, в ушках рессор и серег применяют
резино-металлические шарниры и резиновые втулки, а крепление
рессор к балке заднего моста осуществляют через резиновые
прокладки.

Траектория перемещения заднего моста, подвешенного на рес-
сорах. Для определения траектории перемещения заднего моста,
подвешенного на продольных полуэллиптических, в общем случае
несимметричных рессорах, в качестве исходных допущений обычно
принимают следующее:

во всех листах действует одинаковое напряжение изгиба по
длине (балка равного сопротивления), а коренной лист имеет
форму дуги окружности при отсутствии нагрузки; эти предполо-
жения обычно кладут в основу проектирования рессор; при соблю-
дении этих исходных условий упругая линия коренного листа
теоретически при всех значениях нагрузки будет иметь форму
дуги окружности;

центр ушка рессоры, соединенный с серьгой, перемещается
по направлению, соответствующему выпрямленному положению
рессоры.

Для определения траектории перемещения заднего моста можно
использовать графический или аналитический метод. При графи-
ческом методе рессору представляют в виде эквивалентного трех-
звенного механизма А\В{В->А:> (рис. 146). Длины наружных
звеньев принимают равными 3/4/, где I — расстояние от центра
соответствующего ушка до начала участка защемления, замерен-
ное вдоль линии, соединяющей центры ушков рессоры в распрям-
ленном состоянии.
При симметричном ушке центр шарнира лежит на средней
линии распрямленного коренного листа. При смещении центра
ушка со средней линии коренного листа вверх или вниз на ве-
личину d, центр шарнира перемещается на di2 в противоположную
сторону от средней линии коренного листа.

За исходное положение эквивалентного звеньевого механизма
принимают положение А1В1В„А.,, соответствующее распрямлен-
ному коренному листу.

Задача сводится к определению положения точки С среднего
звена эквивалентного механизма, соответствующей средине уча-

Уч поток
затемнения

Рис. 146. Звеньевой механизм, эквивалентный полуэллиптической рессоре

стка защемления рессоры, а также углового положения среднего
звена для заданного значения прогиба f, отсчитываемого от поло-
жения, соответствующего распрямленному коренному листу. В об-
щем случае распрямленное положение коренного листа соответ-
ствует приложению к рессоре некоторой нагрузки.

Рассматриваемый звеньевой механизм обладает следующими
свойствами:

продолжение среднего звена всегда приблизительно проходит
через точку F, которая расположена на прямой, параллельной
линии, соединяющей центры ушков Aj и А3, и отстоит от точки С
на расстоянии

(|з7>

для симметричной рессоры t — оо, т. е. среднее звено переме-
щается параллельно прямой, соединяющей центры ушков;

точка С перемещается приблизительно по дуге окружности
радиусом 3,4 центр которой лежит иа линии, соединяющей
центры ушков Аг и А2.

Пользуясь этими свойствами, можно определить положение
точки С' и направление среднего звена для любого заданного
прогиба /, отсчитываемого от точки С, соответствующей распрям-
ленному положению коренного листа.
Располагая направлением среднего звена и точкой, соответ-
ствующей средние участка защемления, можно найти искомое
положение опорной площадки балки заднего моста. Длину участка
защемления рессоры, в тех случаях, когда она присоединена
к опорной площадке через резиновые прокладки, следует при-
нимать равной 0,7—0,8 длины опорной площадки.

При аналитическом методе параметры перемещения рессоры
определяем относительно ее распрямленного положения (рис. 147).
За ось X принимаем направление средней линии коренного листа;

Рис. 147. Рессора в распрямлен пом положении:
а — участок защемлении

за положительное направление оси X — направление в сторону
неподвижного ушка рессоры. За ось Y принимаем перпендикуляр,
восстановленный к оси X из точки С, соответствующей средине
участка защемления; за положительное направление оси Y —
направление в сторону завивки ушков. Обозначим: I —• длина
рессоры; Zt — длина коренного листа от неподвижного ушка до
начала участка защемления; г — радиус ушков рессоры по сред-
ней линии коренного листа; а — длина участка защемления.

Па расчетной схеме несимметричной рессоры (рис. 148) пред-
ставлена средняя линия коренного листа.

За независимый параметр при вычислении принимаем р —
радиус кривизны средней линии коренного листа; линейные х
и у и угловое а перемещения опорной площадки определяем как
функцию р. Значение у здесь соответствует значению f при гра-
фическом методе. Тогда

х = 1г — р sin р + г sin Р 4- р sin а;

у — ±pcosa + ocosp ф-г — rcosp ± since,
р =57,3£^IL_2£L;

а 57 з °>5	.

Р

(138)
Верхние знаки соответствуют положительным прогибам (</)-
Для рессоры с симметричными ушками г = 0. Па рис. 149 при-
ведены зависимости параметров х,га ид» от прогиба у, найценные
по формулам (138),

Рис. 148. Схема для
определения траекто-
рии перемещения опор-
ной площадки балки
заднего моста

Прогиб и жесткость рессоры. Прогиб рессоры под нагрузкой

f = P/c,

где Р — нагрузка, Н; с — жесткость, Н/см.

Жесткость полуэллиптической несимметричной рессоры
(рис. 150) для исходных допущений, приведенных выше при опре-
делении траектории заднего моста,

с ==^ Ebn~U~,	(139)

где Е — модуль упругости рессорной стали при растяжении,
Е = 20,5-10” Н/см2; Ь — ширина листов, см; и — число листов;
h — толщина листов, см; U — коэффициент несимметричности.

Коэффициент

Для симметричной рессоры зависимость (139) примет вид
с --зЕ1т1я~-

В соответствии со сказанным выше размер / принимаем равным
длине рессоры в распрямленном состоянии минус 0,7—0,8 длины
опорной площадки.
Влияние расположения серьги на жесткость рессорной подвески.
При колебаниях подрессоренной части автомобиля расстояние
между центрами ушков рессоры изменяется, от этого меняется
угловое положение серьги, и на рессору вдоль прямой, соединя-
ющей центры ушков, действует растягивающее или сжимающее
усилие, которое изменяет жесткость рессоры. При прочих равных
условиях этот эффект тем меньше, чем больше длина серьги и чем
меньше отклонение от 90° угла между прямой, соединяющей

серьги.

Рис. 149. Зависимости парамет-
ров х и а, определяющих поло-
жение опорной площадки балки
заднего моста, а также радиуса
кривизны fi средней линии корен-
ного листа от прогиба у

Рис. 150. Схема полуэллиптиче-
ской несимметричной рессоры

Однако слишком длинная серьга будет чрезмерно податливой
в поперечном направлении, что скажется на курсовой устойчи-
вости автомобиля.

Серьгу можно установить по одной из четырех схем, пока-
занных на рис. 151, а—г. Схему, приведенную на рис. 151,6,
не применяют на легковых автомобилях, где из-за требований
низкой частоты собственных колебаний подвески статический
прогиб рессоры относительно очень велик и разница расстояний
между центрами ушков рессоры в нагруженном и ненагруженном
состояниях изменяется в весьма широких пределах. При такой
установке серьги в случае значительной разгрузки подвески
серьга может перейти через «мертвое положение» и начать рабо-
тать на растяжение.
Зависимости жесткости с подвески от выгиба рессоры \ вы-
раженного в % длины рессоры, для рессоры с серьгой, работающей
на сжатие, и с серьгой, работающей на растяжение, приведены
на рис. 152.

Для увеличения жесткости при ходе сжатия предпочтительнее
серьга, работающая на растяжение, которая и без буфера — верх-

Рис. 151. Возможные варианты раположения серьги

него ограничителя подвески — может обеспечить постепенное
нарастание жесткости. Однако применение серьги, работающей на
растяжение, часто оказывается невозможным из-за недостаточ-
ного расстояния от поверхности дороги до нижней плоскости лон-
жеронов рамы или продольных балок основания несущего кузова.
Если серьга, работает на сжатие, то для увеличения жесткости

Рис. 152. Характер изменения жесткости с подвески с полу-
эллиптической рессорой от выгиба а рессоры:
а п б — серьга работает соответственно на сжатие и на растяже-
ние

при ходе сжатия целесообразно применять рессоры с большим
отрицательным выгибом в проектном положении.

Длину серьги обычно выбирают равной 7—10% длины рас-
прямленной рессоры. Угол между осью серьги и перпендикуля-
ром к прямой, соединяющей центры ушков рессоры в распрямлен-

1 Выгибом рессоры называют величину смещения точки приложения на-
грузки относительно положения, при котором трехзвепный механизм выпрям-
лен. При нагрузках, превышающих нагрузку, соответствующую выпрямлен-
ному положению трехзвенного механизма, выгиб положителен, а при нагруз-
ках, меньших нагрузки, соответствующей выпрямленному положению механи-
зма, — отрицателен.
ном состоянии, выбирают не превышающим 10—15°, чтобы по
мере разгружения рессоры этот угол сначала достигал 0, а затем
10—15°, но уже в противоположную сторону.

Ограничители подвески. Ограничители подвески, в первую
очередь верхние ограничители (сжатия) выполняют с прогрессив-
ным изменением жесткости, что способствует получению жела-
тельной характеристики подвески. Чтобы снизить нагрузку,
действующую на ограничитель, и лучше контролировать влияние
ограничителей на характеристику подвески их располагают
снаружи рамы по возможности дальше от плоскости симметрии
автомобиля. При этом ограничители устанавливают так, чтобы
они нагружались только на сжатие. При сколько-нибудь значи-
тельном изгибе ограничитель становится неэффективным и быстро
выходит из строя.

Размеры ограничителей из-за невозможности обоснованного
расчета при проектировании назначают на основе имеющегося
опыта и результатов испытаний уже осуществленных конструкций
с учетом желательной характеристики подвески, а затем уточняют
в ходе доводочных испытаний автомобиля.

Несимметричная рессора. Применение несимметричных рес-
сор, в которых длина передней части составляет 33—45 Чо общей
длины рессоры, вызвано в первую очередь стремлением уменьшить
подъем передней части заднего моста, а вместе с ним и заднего
шарнира карданной передачи при ходе сжатия и под действием
реактивного момента во время разгона автомобиля, для снижения
высоты туннеля в полу. Кроме того, в случае (7-образной схемы
карданной передачи при вертикальном перемещении заднего
моста несимметричные рессоры обеспечивают примерное равенство
углов между осями вилок переднего и заднего карданных шарни-
ров, уменьшая тем самым относительное угловое смещение веду-
щего и ведомого валов карданной передачи.

Продолжение среднего звена эквивалентного звеньевого меха-
низма (см. рис. 146), которое можно рассматривать связанным
с задним мостом, всегда проходит через точку F, расположенную
на конечном и относительно небольшом расстоянии от оси заднего
моста. Поэтому при ходах сжатия ось ведущей шестерни главной
передачи наклоняется вперед, вследствие чего центр заднего
карданного шарнира будет находиться ниже, а угол между осями
вилок заднего карданного шарнира — больше, чем при примерно
параллельном перемещении среднего звена механизма, эквива-
лентного симметричной рессоре.

Жесткость четвертной рессоры изменяется обратно пропорцио-
нально третьей степени ее длины. Поэтому в случае несимметрич-
ной рессоры, у которой передний конец составляет 33 "о ее общей
длины, жесткость переднего конца будет больше жесткости заднего
конца в 8 раз. Эта особенность несимметричных рессор позволяет
сделать подвеску, которая эффективно противодействует «клев-
кам» при торможениях и «приседаниям» при разгонах.
Еще одно преимущество несимметричных рессор по сравнению
с симметричными заключается в том, что несимметричные рессоры
позволяют расположить поперечный усилитель пола или крон-
штейн выносной опоры крепления кузова ближе к оси заднего
моста.

Деформации рессоры, нагруженной действующим в продольной
плоскости моментом и вертикальным усилием. В случае приме-
нения в задней подвеске легковых автомобилей очень мягких
рессор возникает проблема S-образной деформации рессор под
действием реактивного момента на балке заднего моста при раз-

Рис. 153. Схема полуэллиптической рессоры, нагруженной изгибающим
моментом и вертикальным усилием

гонах и торможениях автомобиля. S-образная деформация рессор
может быть причиной ударов в карданной передаче из-за превы-
шения допустимого угла между осями вилок заднего карданного
шарнира и задевания карданного вала за туннель в полу кузова.

Ниже приведены зависимости для определения деформаций
рессоры, нагруженной действующим в продольной плоскости
моментом М и вертикальным усилием Р (рис. 153). Если, как
и выше, за исходное принять положение, соответствующее рас-
прямленному коренному листу, то для несимметричной рессоры
прогиб

<14°)

а угол наклона

Р , М	/1.14

а==77 + У’	О41)

i С	См

— с — жесткость симметричной полуэллиптической
рессоры длиной I при изгибе под действием вертикальной нагрузки,
334
Н/см; сч — жесткость полуэллиптической рессоры при изгибе
под действием момента, Н-см/рад;

С = СР-____О—_______

(!/3 + 1)(!/+1) ’

(142)

причем у = 1.,ИХ.

В этих зависимостях принято, что длина участка защемления
равна нулю, т. е. I — lY I - /2. Поэтому жесткость с здесь будет
несколько отличаться от жесткости, использованной выше при
нагружении полуэллиптической рессоры одним вертикальным
усилием, когда длина участка защемления была принята равной
0,7—0,8 длины опорной площадки.

Для симметричной рессоры /х = /4, t = оо, а

с/2	, Р	М

= поэтому/ = —,	=

Для ограничения S-образной деформации рессор иногда при-
бегают к установке резинового буфера, действующего на переднюю
часть картера главной передачи и прикрепленного к поперечине
рамы или к поперечному усилителю пола несущего кузова, или
дополнительных ограничителей в виде резиновых буферов, дей-
ствующих на коренные листы рессор и помещенных на некотором
расстоянии спереди и сзади от поперечной плоскости, проходящей
через ось заднего моста.

Иногда с той же целью применяют дополнительные продольные
штанги из рессорной стали, располагаемые над или под рессорами
с резино-металлическими шарнирами или резиновыми втулками
в ушках. При этом реактивный момент на заднем мосту уравнове-
шивается растягивающим и сжимающим усилиями, действующими
в рессорах и дополнительных штангах.

Длина рессоры и ширина листов. Для предварительного опре-
деления длины рессоры можно воспользоваться зависимостью
прогиба симметричной рессоры, имеющей одинаковое напряжение
изгиба по длине всех листов, от действующего напряжения для
случая максимальной деформации, равной сумме статического про-
гиба /ст и динамического хода /днп, см,

/сг+/дин = -^.	(1«)

где о — напряжение изгиба, Н/см2; I — длина рессоры в рас-
прямленном состоянии (включая длину участка защемления),
см; Е — модуль упругости рессорной стали при растяжении,
Е — 20,5-10,! Н/см2; h — толщина листов, см.

Следовательно,

/ = 2]Л -^(/СТ-Ь/ДИ|,)-
Если принять максимально допустимое напряжение ст =
= 90 000 Н/смв, то, окончательно

/ = 30,2| Г(/7+Ю	(144)

Для определения ширины листов b (см) может быть исполь-
зована зависимость нагрузки на рессору от прогиба:

где Р — усилие, действующее на рессору при проектной нагрузке
автомобиля, Н; с’ — жесткость рессоры с учетом влияния резино-
металлических шарниров, Н/см; с' = 1,12 с.

Таким образом, для симметричной рессоры

P = fcTl,12-|-£/)/i^-,	(145)

откуда

Учитывая приближенный характер расчета, зависимости (144)
и (146) можно применять и для несимметричных рессор.

§ 93.	Пружинная подвеска

Направляющее устройство пружинной подвески с неразрезной
балкой заднего моста обычно представляет собой две пары раз-
несенных по ширине и расположенных друг над другом продоль-
ных рычагов, передающих толкающие и тормозные усилия и реак-
тивные моменты от моста к подрессоренной части, и устройство,
ограничивающее перемещение моста в поперечном направлении.
Иногда пару рычагов, чаще всего верхних, заменяют одним рас-
положенным по оси вильчатым рычагом с разнесенными опорами,
исключающим необходимость применения устройства, ограничива-
ющего перемещение моста в поперечном направлении (рис. 154).

Длины рычагов и расположения их осей качания на балке
заднего моста и на раме или основании несущего кузова выбирают
с учетом выполнения намеченных требований в отношении кре-
пового увода, «клевков» при торможениях и «приседаний» при
разгонах.

Когда главная передача укреплена на балке заднего моста,
принимают меры к тому, чтобы при ходе сжатия балка накло-
нялась вперед, что позволяет обеспечить примерное равенство углов
между осями вилок переднего и заднего карданных шарниров и
сделать ниже туннель в полу для карданной передачи. Для этого
верхние рычаги (или рычаг) делают короче нижних, а их осп
качания смещают назад относительно осей качания нижних ры-
чагов.
Чтобы компенсировать несовершенство кинематической схемы
подвески и уменьшить передачу высокочастотных вибраций, вызы-
ваемых неровностями дороги, во всех подвижных соединениях

применяют резино-металлические шарниры и резиновые втулки,

а пружины опирают на резино-тканевые или резиновые шайбы.
Выбирая длину рычагов направляющего устройства, прини-

мают во внимание углы закручивания резино-металлических шар-
ниров и резиновых втулок, которые по соображениям долговеч-

ности не должны превышать 30е
в обе стороны от положения,
соответствующего проектной
высоте колеса относительно
подрессоренной части.

При подвеске заднего моста
с главной передачей, укреплен-
ной на балке, пружины обычно

не могут быть помещены в по- рис. 154. Схема пружинной подвески
перечной плоскости, проходя- с неразрезпой балкой заднего моста
щей через ось задних колес, а

должны располагаться впереди нее н действовать на нижние ры-
чаги подвески. При подвеске заднего моста с главной передачей,
укрепленной на подрессоренной части, балку обычно разме-
щают сзади и ниже оси колес, при этом пространство над бал-
кой оказывается достаточным для размещения пружин, непо-
средственно действующих на балку заднего моста.

Пружины, наружный диаметр которых больше ширины листов
рессоры, из-за недостатка пространства не могут быть располо-
жены ни снаружи, ни под лонжеронами или продольными балками
основания несущего кузова, а должны быть размещены между
ними.

Определение жесткости пружинной подвески, приведенной
к колесу, выбор определяющих размеров пружин и другие во-
просы, связанные с использованием пружин в качестве упругих
элементов, рассмотрены ниже в гл. XVIII.

§ 94.	Крен и угловая жесткость подвески

Креновый увод. При направляющем устройстве задней под-
вески, состоящем из двух наклонных рычагов, оси которых про-
ходят через ось заднего моста (рис. 155), крен подрессоренной
части автомобиля сопровождается поворотом балки заднего моста
в горизонтальной плоскости. Это явление, называемое креновым
уводом, непосредственно влияет на поведение автомобиля при
движении по криволинейной траектории, когда подрессоренная
часть наклоняется наружу под действием центробежной силы.
Из геометрических соотношений угол поворота заднего моста

(I* — т" +,Ип

Р
В показанном здесь частном случае, когда осн качания рычагов
на подрессоренной части находятся выше осн заднего моста, при
движении автомобиля по криволинейной траектории возникнет
тенденция к избыточной поворачиваемости (средний угол увода
задних колес больше среднего угла увода передних колес). Наобо-
рот, когда точки крепления рычагов будут расположены ниже
оси заднего моста, при движении автомобиля по криволинейной
траектории возникнет тенденция к недостаточной поворачивае-
мости .

При обычных пропорциях геометрических параметров направ-
ляющего устройства подвески поворот колес, вызываемый этой
причиной, составляет 15—30'. Если выразить поворот колес
в долях угла крена (3 подрессоренной части, то он составит от 9%
в сторону избыточной поворачиваемости до 4?» в сторону недоста-
точной поворачиваемости.

Чтобы автомобиль с неразрезной балкой заднего моста и на-
правляющим устройством в виде двух пар продольных рычагов
обладал недостаточной поворачиваемостью при движении по кри-
волинейной траектории, мгновенный центр перемещения заднего
моста в продольной вертикальной плоскости (точка пересечения
осей верхнего и нижнего рычагов) — центр подвески (рис. 156)
должен располагаться ниже оси задних колес.

При подвеске па продольных полуэллиптических рессорах
эффект недостаточной поворачиваемости достигается наклоном
рессоры (в распрямленном состоянии) вперед на 2—4°, обратным
ее выгибом под проектной нагрузкой (при стреле прогиба, равной
2—3% длины распрямленной рессоры) и применением симметрич-
ных или повернутых вниз ушков.
Эффективность осуществленных мероприятий для различных
углов крена и разной нагрузки может быть проверена графиче-
ским построением, заменяя рессору эквивалентным звеньевым
механизмом, как было описано выше.

Рис. 156. Положение центра подвески N при направляющем
устройстве из двух пар продольных рычагов

Центр крена и угловая жесткость подвески. Положения центра
крена L для различных схем подвесок с неразрезной балкой
заднего моста показаны на рис. 157. При продольных полуэллип-
тических рессорах центр крена расположен на высоте прямой,

Рис. 157. Положение центра крена L
для различных схем подвесок с нераз-
резной балкой заднего моста:

а — на продольных полуэллиптических
рессорах; б — на продольных рычагах или
рессорах с поперечной направляющей шта-
нгой; в — с одним или двумя вильчатыми
направляющими рычагами, удерживаю-
щими мост в поперечном направлении и
связанными шаровым шарниром

Рис. 158. Схема для опрецеления угло-
вой жесткости подвески:

L — центр крена

соединяющей средины коренного листа у ушков рессоры. В случае
использования поперечной направляющей штанги центр крена

лежит в точке пересечения оси штанги с плоскостью симметрии авто-
! мобиля. При подвеске с одним пли двумя вильчатыми направля-
339
ющими рычагами, связанными шаровым шарниром, центр крена
находится в центре шарового шарнира.

Во всех рассмотренных случаях высота центра крена над
поверхностью дороги почти не меняется при деформации упругих
элементов подвески, а следовательно, практически не зависит от
нагрузки автомобиля.

Значение угловой жесткости подвески необходимо для опре-
деления угла крена подрессоренной части прн действии на нее
боковой силы.

Восстанавливающий момент при крене подвески с неразрезпой
балкой заднего моста (рис. 158)

Л4 = 2с^2Р,	(147)

где с — жесткость рессоры, Н/см; q — расстояние от плоскости
симметрии автомобиля до оси рессоры, см; (3 — угол крена, рад.

Отсюда угловая жесткость подвески (Н-см/рад)
су = -^-=2^.	(148)

§ 95.	Амортизаторы

Работоспособность амортизатора определяется внутренним дав-
лением и температурой нагрева рабочей жидкости, поэтому
при подборе амортизатора целесообразно исходить из объема
рабочей жидкости, перемещаемого при ходе отбоя через дроссель-
ное устройство, отнесенного к 1 см перемещения колеса по вер-
тикали, и к 1000 кг массы подрессоренной части автомобиля, при-
ходящейся на амортизатор. Для амортизаторов задней подвески
легковых автомобилей эта величина составляет 3,7—8,7 см3.
При выборе амортизатора следует предварительно найти эти ве-
личины для амортизаторов автомобилей, близких по типу и хо-
рошо зарекомендовавших себя при испытаниях и эксплуатации.

Основная трудность, связанная с установкой применяемых
в настоящее время телескопических амортизаторов, заключается
в размещении их по высоте в пределах располагаемого ограничен-
ного пространства. Задачу решают, устанавливая амортизаторы
в поперечной плоскости спереди или сзади заднего моста с на-
клоном к вертикали. При этом нижнее ушко амортизатора распо-
лагают ниже балки заднего моста возможно ближе к колесу,
а верхнее ушко присоединяют к поперечине рамы или к усилителю
основания несущего кузова ближе к плоскости симметрии авто-
мобиля.

Наклонное расположение и удаление от центра крена способ-
ствует наибольшей эффективности амортизаторов при гашении
вертикальных, креповых и поперечных колебаний подрессоренной
массы. Несмотря на различную частоту этих колебании при над-
лежащей регулировке, амортизаторы оказываются достаточно
эффективными для их гашения.
§ 96.	Способность подвески противодействовать «клевку»
и «приседанию»

Для проверки задней подвески на способность противодейство-
вать «клевку» при торможении и «приседанию» при разгоне авто-
мобиля направляющее устройство задней подвески представляют
в виде продольного рычага, укрепленного на балке заднего моста
и поворачивающегося около центра подвески ДГ (рис. 159)—
опоры, укрепленной на подрессоренной части. При направля-
ющем устройстве из двух пар продольных рычагов (см. рис. 156)
центр N совпадает с мгновенным центром перемещения заднего

моста, лежащим в точке пересече-
ния осей рычагов. Для получения
оптимальных результатов точка
пересечения должна лежать впе-
реди плоскости, проходящей через
ось задних колес. В частном случае,
когда рычаги [параллельны, центр
подвески лежит в бесконечности.

Эффекты противодействия
«клевку» при торможении и «при-
седанию» при разгоне могут быть
^получены и при подвеске на про-

Рис. 159. Схема для проверки спо-
собности задней подвески противо-
действовать «клевку» и «приседанию»

дольных полуэллиптических рессорах. Для этого, рессору делают

асимметричной с укороченным передним концом; большая же-

кость переднего конца рессоры позволяет ему исполнять функ-

цию продольного рычага.

Пружины или рессоры рассматривают действующими непо-
средственно на ось колес; в необходимых случаях жесткость упру-
гого элемента пересчитывают соответствующим образом. В расчете
учитывают только динамические силы, возникающие при тормо-
Бкении и разгоне. При этом делают следующие упрощающие допу-
щения:

принимают, что положение центра подвески сохраняется
(неизменным относительно поверхности дороги и подрессоренной
части автомобиля;

взамен перераспределения нагрузок на упругие элементы под-
весок используют перераспределение нагрузок на колеса;

не учитывают моменты инерции колес и сопротивление качению
колес.

На практике возможны два случая:

крепления главной передачи и тормозных механизмов на балке
аднего моста, когда реактивные моменты при разгоне и торможе-
ии передаются через направляющее устройство подвески;

крепления главной передачи и тормозных механизмов на под-
рессоренной части, когда реактивные моменты при разгоне и тор-
Ьожении не передаются через направляющее устройство под-
вески.
В приведенных ниже формулах приняты следующие условные
обозначения:

т — масса автомобиля;

— масса заднего моста и неподрессоренпой части задней
подвески;

b — база автомобиля;

h — высота центра тяжести автомобиля над поверхностью
дороги;

гк— радиус качения колеса;

/iv — высота центра подвески над поверхностью дороги;

Zv — расстояние по горизонтали от центра подвески до
осп колес;

/г — деформация упругого элемента подвески;

/— ускорение или замедление автомобиля;

Ё — доля тормозной силы, приходящаяся на передние
колеса;

с2 — жесткость упругого элемента задней подвески.

Динамическое перераспределение нагрузки между передними
и задними колесами	,

AG = mjhlb;

тормозная сила на задних колесах

= (1 ~ В) ту,
сила тяги

Л; = ту,
сила инерции заднего моста и иеподрессоренной части задней
подвески

^*211 = ^2цп/>

сила, действующая в упругих элементах подвески,
Д, = 2f2c2.

Схема действующих при торможении сил в задней подвеске
с главной передачей и тормозными механизмами, укрепленными на
балке заднего моста, показана на рис. 160. Из условия равновесия
моментов относительно центра подвески N усилие, действующее
на упругие элементы подвески,

Рп = - AG + Дт -j- А,„	.	(149)

•V

Здесь отрицательные значения усилий соответствуют растяже-
нию упругого элемента подвески, а положительные — его сжатию.

Отсюда перемещение подрессоренной части в поперечной
плоскости заднего моста

/2 -=-?-Г — 4--Н1 -Е)-гЧ-	(15°)

L о 1 ' /iV 1 т In J
I отрицательные значения перемещения соответствуют подъему под-
рессоренной части.

Аналогичным образом при разгоне

f ml Г Л Av ^2пп Гк /iW 1	,« г । .

2с2 I. b ~ lN т lN J ’	(	}

Схема действующих при торможении сил в задней подвеске
автомобиля с главной передачей и тормозными механизмами,
«крепленными на подрессоренной части, показана па рис. 161.
I Для этого случая

г mj Г h	ел Гк	। m2un гк /i,v 1 .	,1 глч

Рис. 160. Схема действующих при тор-
можении сил в задней подвеске автомо-
биля с главной передачей и тормозными
механизмами, укрепленными на балке
заднего моста

Рис. 161. Схема действующих при тор-
можении сил в задней подвеске автомо-
билях главной передачей и тормозными
механизмами, укрепленными на под-
рессоренной части

Изменяя положение центра подвески N (размеры hN и /,v)>
можно воздействовать на величину получаемого перемещения
подрессоренной части при данном замедлении и ускорении авто-
мобиля. Если пренебречь массой заднего моста /п21|П. то для
(Задней подвески с тормозными механизмами, укрепленными на
балке заднего моста, перемещение подрессоренной части при тор-
можении

f _ м/ Г л | /1 Е\ hN 1 _ А Г II ЛА'//л'____________.1

/2 2с2 L b |-u lN J 2с2 ь L г л/|(1 — gw J '
Если принять

hu/lx ___

л;[(1-£)*1

,(где Ao — tg a/tg т, см. рис. 160), то получим

I	Л^Й4(/<=-1)-	(154)

(Значение используют в качестве показателя уменьшения
клевков» при торможении для задней подвески.
Положения центров подвески, соответствующие = 0, для
торможения и разгона не совпадают. Кроме того, оптимальные

положения центров подвески в

подрессоренной части автомобиля в
поперечной плоскости заднего моста от
ускорения

отношении «клевков» п «приседа-
ний» в’общем случае отлича-
ются от^оптималыгого положе-
ния центра подвески в отно-
шении кренового увода, поэто-
му в каждом случае приходится
искать наиболее приемлемый
компромисс. Для задних под-
весок показатель уменьшения
«клевков» при торможении обыч-
но составляет 0,3—0,6; при этом
аналогичный показатель умень-
шения «приседаний» при раз-
гоне равен 0,6—0,9.

Результаты расчета для при-
нятых параметров задней под-
вески могут быть представлены
в виде зависимости (рис. 162)

перемещения подрессоренной части от ускорения автомобиля.
Эти результаты могут быть использованы для непосредствен-
ной оценки возможности «пробоя» подвески и сопоставления

с аналогичными данными других автомобилей или для оценки про-
дольного наклона подрессоренной части автомобиля после опреде-
ления перемещения подрессоренной части для передней подвески.

Глава XVII1

Проектирование независимых передней

и задней подвесок

Помимо удовлетворения общих требований, предъявляемых к под-
веске, независимая передняя подвеска должна обеспечивать сле-
дующее:

при изменении нагрузки не вызывать значительного изменения
колен, являющегося источником износа шин;

не вызывать при изменении нагрузки значительного изменения
угла поперечного наклона оси поворотного шкворня, влияющего
на стабилизацию колес, курсовую устойчивость и положение пло-
скости вращения колеса, так как изменение положения плоскости
вращения колеса вызывает гироскопический момент на поворот-
ном кулаке и, как следствие, изменение момента на рулевом ко-
лесе и возможность возникновения автоколебаний колес;

при изменении нагрузки не вызывать значительного изменения
угла продольного наклона осн поворотного шкворня, влияющего
344
на стабилизацию колес, ухудшающего курсовую устойчивость
и вызывающего толчки и перемещения рулевого колеса при дви-
жении по неровной дороге;

не создавать при изменении нагрузки значительных продоль-
ных перемещений колес, являющихся причиной продольных толч-
ков при движении автомобиля по неровной дороге и вызывающих
| появление инерционного момента на поворотном кулаке и, как
следствие, резкое изменение момента на рулевом колесе;

обеспечивать при кренах наклон колес в направлении наклона
подрессоренной части, чтобы увеличить угол увода колес и уси-
лить эффект недостаточной поворачиваемости.

Независимая задняя подвеска должна обеспечивать следу-
ющее:

при изменении нагрузки не вызывать значительного изменения
колеи, являющегося источником износа шин и поперечных толч-
ков при движении автомобиля по неровной дороге;

создавать при кренах наклон колес, противоположный наклону
• подрессоренной части чтобы уменьшить угол увода колес и усилить
 эффект недостаточной поворачиваемости.

[ § 97. Геометрические параметры
| направляющих устройств

Геометрические параметры направляющего устройства перед-
ней подвески. Выбор геометрических параметров передней под-
вески заключается в отыскании допустимого сочетания угла раз-
1вала колеса (или угла поперечного наклона оси поворотного
 шкворня), угла продольного наклона оси поворотного шкворня,
колеи и высоты центра крена для различных относительных поло-
I жений колеса и подрессоренной части по высоте. При этом предпо-
Влагается, что геометрические параметры рулевого привода идеально
[согласованы с геометрическими параметрами передней подвески.

В связи с тем, что на легковых автомобилях преобладающее
[распространение получили бесшкворневые передние подвески на
Ьвух поперечных рычагах, выбор геометрических параметров на-
правляющего устройства показан на примере подвески этого типа;
изложенные приемы могут быть распространены и на передние
’подвески других типов.

Из-за отсутствия установившейся терминологии для бесшквор-
ревой передней подвески деталь, объединяющую в себе поворот-
Вый кулак, стойку и поворотный шкворень, ниже принято назы-
Вать поворотным кулаком, а прямую, соединяющую центры шаро-
ых шарниров нижнего и верхнего рычагов подвески, — осью
Воворотного шкворня.

\ Выбор углов наклона рычагов. Углы наклона рычагов опреде-
Вяют высоту центра крена в проектном положении и могут быть
Встановлены после того, как будет разработана предварительная
Врмпоновка узла колеса с поворотным кулаком и тормозным
»	345
Механизмом. Пусть в результате конструктивной разработки
(рис. 163) определены координаты центров шаровых шарниров А
и В нижнего и верхнего рычагов и точки К контакта колеса с по-
верхностью дороги относительно опорной поверхности и плоскости
симметрии автомобиля.

Предположим, что оси качания рычагов параллельны между
собой и перпендикулярны плоскости чертежа. Чтобы центр крена L
располагался выше опорной поверхности или по крайней мере на
ее уровне, рычаги делают сходящимися в сторону плоскости сим-
метрии. При этом один из рычагов, нижний или верхний, обычно
располагают горизонтально.

Рис. 163. Схема для определения углов наклона рычагов передней подвески
в проектном положении колеса и подрессоренной части

Пусть t — колея, a hL — выбранная высота центра крена над
опорной поверхностью в проектном положении колеса и под-
рессоренной части. Если в этом положении нижний рычаг будет
расположен горизонтально, то для получения принятой hL угол
наклона верхнего рычага

02 = arctg-----г<в~-л------.	(155)

у В +	(г А ~ М

Если верхний рычаг будет расположен горизонтально, то угол
наклона нижнего рычага

Oj = arctg-----—t——--------.	(156)

~,1l)

Рекомендуется, чтобы центр крена передней подвески в проект-
ном положении колеса и подрессоренной части находился на вы-
соте 0—90 мм пад поверхностью дороги.

Выбор длин рычагов и поворотного шкворня. Длины рычагов
и поворотного шкворня определяют изменение угла поперечного
наклона оси поворотного шкворня, а следовательно, и развала
колеса в зависимости от относительного положения по высоте
колеса и подрессоренной части.

346
Для выбора относительных значений длины верхнего и ниж-
iero рычагов и поворотного шкворня можно использовать без-
(азмерные графические зависимости (рис. 164), где для подвески
: параллельными осями качания рычагов представлена зависи-
юсть угла поперечного наклона оси поворотного шкворня от пере-
!ещения шарового шарнира нижнего рычага по высоте, которое
[езначительпо отличается от перемещения колеса и выражено
। долях длины нижнего рычага.

Рис. 164. Зависимость угла 1] поперечного наклона оси пово-
ротного шкворня от перемещения шарового шарнира нижнего
рычага по высоте:

а — при переменной длинеfg верхнего рычага и постоянной длине b
поворотного шкворня, равной 0,6 длины Гд нижнего рычага: б —
при переменной длине b поворотного шкворня и постоянной длине Гд
верхнего рычага, равной 0,6 длины Гд нижнего рычага

I За начальное принято положение, при котором рычаги парал-
лельны и горизонтальны (центр крена расположен па уровне по-
ерхности дороги), а угол поперечного наклона оси поворотного
(кворня равен 5° 30'. Для построения графических зависимостей
(спользован алгоритм аналитической проверки согласованности
[улевого привода и передней подвески, изложенный в гл. XXI.
I Для случаев, неохваченных зависимостями, значение угла
рперечного наклона оси поворотного шкворня можно найти
prepполицией. Пусть, например, длина верхнего рычага состав-
►ет 0,9гл, а длина поворотного шкворня 0,7гНеобходимо найти
Г • л поперечного наклона оси поворотного шкворня для хода
катия, равного 0,4гл. По зависимости рис. 164, а 0,9г 4 соответ -
347
ствует 6,4°, а 0,6гд соответствует 11,6°; по зависимости рис. 164, б
0,7гА соответствует 10,8°, а 0,6гл соответствует 11,6°. Искомый угол
наклона оси поворотного шкворня.

6,4.10,8-11,6 fiO

11,6-11,6	‘

Таким образом, при назначении геометрических параметров
выбирают относительные значения длин верхнего рычага и пово-
ротного шкворня и абсолютное значение длины нижнего рычага.

Рис. 165. Схема для определения высоты центра крена L и поло-
жения точки К контакта колеса с дорогой:

I — плоскость симметрии

При этом угол поворота рычагов (угол закручивания резино-ме-
таллических шарниров опор рычагов) для предельных значений
ходов сжатия и отбоя не должен превышать 30° в каждую сто-
рону, а перекос опорных площадок пружины и связанный с этим
поперечный изгиб пружины не должен выходить из пределов,
обеспечивающих достаточный запас устойчивости пружины.

В хорошо зарекомендовавших себя конструкциях угол попе-
речного наклона оси поворотного шкворня (угол развала колеса)
изменяется в пределах ±3°. Вообще говоря, чем меньше масса
колес, шин и тормозных дисков, тем более крутую кривую изме-
нения угла можно допустить.

Изменение высоты центра крена и колеи. Выбранные значения
углов наклона и длин рычагов и поворотного шкворня должны
быть проверены с точки зрения изменения высоты центра крена
и колеи в зависимости от перемещения колеса по высоте. С этой
целью в системе координат с началом в точке 0 (рис. 165), свя-
занной с подрессоренной частью автомобиля, используя алгоритм
аналитической проверки согласованности рулевого привода и
передней подвески, определяют координаты точки А (ул, zA)
центра шарового шарнира нижнего рычага, угол Оз наклона
верхнего рычага и угол ц поперечного наклона оси поворотного
шкворня для ряда значений угла 01.
Координаты мгновенного центра перемещения поворотного
ворня, точки М,

_ ?2—Zt-I-Z2tg62 —Z! tg 0t.	|

•/Л1 ’ tg ех — tg о2 ’	|

7 ___7 । /,. I *2 — + ?2 tg o2 — Zj tg 0, \ .п. (	(157)

I	tgHi —tgO2 / *a t*

где ylt zr и y2, z., — координаты осей качания соответственно
нижнего и верхнего рычагов.

Рис. 166. Зависимость высоты
центра крена hj от перемещения
колеса по высоте

Рис. 167. Зависимость попе-
речного перемещения At точ-
ки контакта колеса с поверх-
ностью дороги от перемеще-
ния колеса по высоте

Координаты точки К контакта колеса с дорогой

'/K = '/z+«cos,l + bsinii: |

ZK = C0S ‘I + а Sin Ч> 1

(158)

где а и b — размеры, определяющие положение точки К отно-
сительного поворотного шкворня (рис. 165).

Высота центра крепа над поверхностью дороги

I1l = (<и — zk)

Ук

Ум ~~ У к

(159)

Полученные результаты для текущих значений угла (К на-
лона нижнего рычага позволяют построить графические зави-
имости (рис. 166 и 167) изменения высоты центра крена и попе-
ечного перемещения точки контакта от перемещения колеса по
ысоте.
Допустимое значение темна изменения высоты центра крена
(темпом изменения высоты центра крена ниже называем произ-
водную высоты центра крепа по перемещению колеса) зависит
от параметров автомобиля. Поэтому в каждом отдельном случае
эту величину необходимо оценивать сравнением с этим парамет-
ром для уже осуществленных и испытанных автомобилей.

Поперечное перемещение точки контакта для всего перемеще-
ния колеса по высоте должно быть минимальным; для подвески

рассматриваемого типа оно обычно не превышает 8—10 мм.

Рис. 168. К определению положения цент-
ра подвески для подвески на двух попереч-
ных рычагах (углы продольного и попереч-
ного наклона оси поворотного шкворня в
проектном положении колеса по высоте
приняты равными нулю)

Выбор углов наклона осей
качения рычагов. При парал-
лельных осях качания верх-
него и нижнего рычагов пе-
редней подвески с попереч-
ными рычагами угол продо-
льного наклона оси поворот-
ного шкворня остается почти
постоянным при изменении
относительного положения

по высоте колеса и подрес-
соренной части автомобиля.

Однако, чтобы сообщить
автомобилю способность про-
тиводействовать «клевку» при
торможении, направляющее
устройство передней подвес-

ки выполняют так, чтобы оно воспроизводило продольный рычаг,
жестко связанный с цапфой колеса и имеющий ось качания,

неподвижно укрепленную на подрессоренной части автомобиля.
В бесшкворневых подвесках па двух поперечных рычагах

ось качания верхнего рычага наклоняют назад под значительным

углом, а ось качания нижнего рычага располагают горизонтально
или под небольшим углом к горизонтали. Точка N (рис. 168)
пересечения прямых, параллельных осям качания обоих рычагов
и проведенных через центры верхнего В и нижнего А шаровых
шарниров на боковой проекции, является центром подвески —
мгновенным центром, около которого поворачивается колесо
при его перемещениях относительно подрессоренной части.

Это влечет за собой изменение угла продольного наклона оси
поворотного шкворня, что само по себе является недостатком,
а также снижает плавность движения из-за действия верти-
кальной составляющей импульса, непосредственно переда-
ваемого воображаемым продольным рычагом подвески подрес-
соренной части автомобиля при наездах колеса на дорожные
неровности.

Таким образом, выбор наклона оси качания верхнего рычага
является результатом компромиссного решения с учетом и степени
уменьшения «клевков» и темпа изменения угла продольного на-
клона оси поворотного шкворня (темпом изменения угла про-
дольного наклона оси поворотного шкворня ниже называем про-
изводную угла продольного наклона оси поворотного шкворня
по перемещению колеса).

Для предварительного выбора углов наклона осей качания
нижнего и верхнего рычагов подвески можно использовать цик-
лограмму (рис. 169), состоящую из трех согласованных графиков.

Рис. 169. Циклограмма для выбора углов наклона осей качания нижнего и
верхнего рычагов подвески

На графике в приведена зависимость /х опускания подрессоренной
части в плоскости оси передних колес от показателя Хх уменьше-
ния «клевков» передней подвески для различных замедлений ав-
томобиля, выраженных в долях ускорения g свободного падения.
На графике а приведена зависимость df./dj^ изменения угла про-
дольного наклона оси поворотного шкворня на единицу переме-
щения колеса вблизи его проектного положения но высоте от
угла Р—а между проекциями осей качания верхнего и нижнего
рычагов для различной длины поворотного шкворня. График б
связывает темп dX/dfL изменения угла продольного наклона оси
поворотного шкворня в проектном положении колеса по высоте
с показателем уменьшения «клевков» для различных значений
угла а наклона оси качания нижнего рычага к горизонтали.
Задаваясь значением темпа dl./d/t изменения угла продоль-
ного наклона оси поворотного шкворня и величиной опускания
подрессоренной части в плоскости оси передних колес ft для оп-
ределенного замедления автомобиля, по этой циклограмме можно
установить угол а наклона оси качания нижнего рычага, а затем
для выбранной длины поворотного шкворня, — соответствующее
ей значение угла (3—а (последовательность операций показана
штриховыми линиями и стрелками).

Рассмотрим способ построения такой циклограммы. Если пре-
небречь моментом инерции колес и сопротивлением качению,

Рис. 170. Схема сил, действующих
в передней подвеске при торможе-
нии

Рис. 171. Схема для определения
темпа изменения угла продольного
наклона оси поворотного шкворня

а также не учитывать массу неподрессоренных частей передней
подвески, то

t __ mj / h j. hN\

(ieo)

Здесь обозначения соответствуют использованным ранее при
рассмотрении задней подвески с неразрезной балкой заднего моста;
с1к — жесткость передней подвески, приведенная к колесу.

Обозначив отношение tg cr/tg т (рис. 170), названное выше
показателем уменьшения «клевков», через Ki, т. е. приняв

1 “ й/(5б) ’

можно переписать выражение (160) следующим образом:

, /п/й

(16»

Эта зависимость позволяет построить график, показанный на
рис. 169, в.

Для построения графика, показанного на рис. 169, б, можно
использовать схему, представленную на рис. 171. Пусть:

v — расстояние от поверхности дороги до прямой, параллель-
ной оси качания нижнего рычага и проходящей через
центр шарового шарнира нижнего рычага в поперечной
плоскости оси передних колес, принимаемое неизменным;
a — угол наклона оси качания нижнего рычага к горизонтали;

О — текущий угол поворота воображаемого рычага, воспро-
изводящего переднюю подвеску;

о — угол наклона к горизонтали прямой, соединяющей то-
чку Л контакта колеса с дорогой с центром подвески N-,
fi — вертикальная проекция перемещения центра колеса.
Из простых соотношений следует, что приращение угла по-
ворота воображаемого рычага подвески и вертикальная проекция
перемещения центра колеса связаны зависимостью

или

de/df, = 1//Л,

Очевидно, что это соотношение справедливо также для изме-
нения угла продольного наклона осн поворотного шкворня

dX/dh = l//jV.	(162)

Согласно схеме

/ --- v
N	tg о + tg «

Подставив это выражение для lN в выражение (162), получим
dl _______________________ tg a + tg a

dfi ~ v '

In &/h’

dZ _ &/h + tg a
dfi ~ v

или окончательно (7см)

—и щ ct

dK_ = 57 з lb/h ь	(163)

d/i ’ v ’

Это выражение дает зависимость показателя Ki уменьшения
«клевков» от угла а наклона оси качания нижнего рычага и темпа
изменения угла продольного наклона оси поворотного шкворня
в проектном положении колеса по высоте.

Для построения графика, показанного на рис. 169, а, рассто-
яние lN необходимо выразить через длину поворотного шкворня;
при этом принято, что углы продольного и поперечного наклонов
оси поворотного шкворня в проектном положении колеса по вы-
соте равны нулю. Пусть: b — длина поворотного шкворня;

12 Родионов В. Ф.	253
Р — угол наклона осп качания верхнего рычага к горизонтали.
Тогда из треугольника ABN (см. рис. 168) следует

AN = АВ^°-У = Ь . С^Р ч ;
sin (Р —a) sm (Р — а)

однако lN = AN cos а, поэтому

. _ < cos Р cos а

N sin (Р — а)

Подставив это выражение для lN в уравнение (162), получим

d's. 1 sin (Р — а) 1 ... о .	.

dR = У-Cosacosp = ~b	Р -

В пределах используемых значений углов (’> и а разность
углов (в радианном измерении) и тангенсов этих углов не пре-
вышает 2,5%, поэтому с достаточной для поставленной задачи
точностью можно принять

=	(1М)

Это выражение дает зависимость разности р—а углов наклона
осей качания верхнего и нижнего рычагов от темпа изменения

Рис. 172. Оси качания рычагов (вид сверху),
повернутые для увеличения степени противо-
действия «клевку», при торможении в зависи-
мости от перемещения колеса по высоте отно-
сительно подрессоренной части:
lull — оси качания соответственно нижнего и
верхнего рычагов

угла продольного наклона оси поворотного шкворня (°/см) в про-
ектном положении колеса по высоте для различных значений
длины b поворотного шкворня.

Темп изменения угла продольного наклона оси поворотного
шкворня подвесок легковых автомобилей составляет 0,20—0,67°
на 1 см хода колеса, а показатель уменьшения «клевков» равен
0,40—0,65.

Уменьшение неблагоприятного влияния мероприятий, на-
правленных на ограничение «клевков» при торможении, на плав-
ность движения автомобиля может быть достигнуто дополнитель-
ным поворотом проекций осей качания верхнего и нижнего ры-
чагов в горизонтальной плоскости (рис. 172).
354
При надлежащем выборе углов поворота осей качания рычагов
можно получить переменную способность противодействовать
«клевку». При этом степень противодействия «клевку», умеренная
при проектном относительном положении по высоте колеса и
подрессоренной части, будет возрастать по мере перемещения
колеса по высоте.

Геометрические параметры направляющего устройства задней
подвески. Подавляющее большинство независимых задних под-
весок легковых автомобилей выполняют в виде однорычажных
подвесок с различным расположением оси качания рычага. Для
этого типа подвески изменение угла развала колеса и колеи, вы-
сота центра крена и координаты центра подвески определяются
положением оси качания рычага по отношению к плоскости сим-
метрии автомобиля и к опорной поверхности в проектном относи-
тельном положении колеса и подрессоренной части, а также дли-
ной плеча рычага — расстоянием от оси качания до центра колеса
и радиусом качения колеса.

Ниже приведены зависимости, связывающие геометрические
параметры направляющего устройства одиорычажной задней
подвески с ее показателями, которые могут быть использованы
или для непосредственного определения значения этих показате-
лей или для построения безразмерных зависимостей, аналогич-
ных приведенным на рис. 164.

При этом типе подвески, в тех случаях, когда угол между осью
качания и плоскостью симметрии мал, диапазоны изменения
угла развала колеса и колеи при относительных перемещениях
колеса и подрессоренной части могут быть очень большими. По-
этому следует определить эти параметры для близкого по типу
автомобиля, хорошо зарекомендовавшего себя в эксплуатации и
при испытаниях, и использовать их для сравнения.

Центр крена для задних независимых подвесок обычно распо-
лагается на высоте 220—370 мм над поверхностью дороги, т. е.
примерно на той же высоте, что и при неразрезной балке заднего
моста.

§ 98. Показатели направляющих устройств

Определение показателей направляющего устройства бесшквор-
невой передней подвески на двух поперечных рычагах. Определе-
ние показателей направляющего устройства бесшкворневой пе-
редней подвески на двух поперечных рычагах для выбранных
значений геометрических параметров направляющего устройства
при изменении углового положения сошки рулевого механизма
дано в гл. XXI.

Определение положений центра подвески N' и центра крена L
для этой подвески было приведено выше при выборе геометри-
ческих параметров направляющего устройства.

Определение показателей направляющего устройства рычажно-
телескопической передней подвески (с качающейся свечой). Выве-

)2*	355
дем зависимости для определения показателей направляющего
устройства рычажно-тетескопической подвески (рис. 173), позво-
ляющие оценить выбор его геометрических параметров. Предпо-
ложим, что геометрические параметры рулевого привода согласо-
ваны с геометрическими параметрами направляющего устройства
подвески и угол схо кдения колес при всех относительных поло-
жениях подрессоренной части и колеса остается равным нулю.

Систему координат принимаем связанной с подрессоренной
частью автомобиля. За начало координат выбираем точку 01

Рнс. 173. Схема направляющего устройства рычажно-телеско-
пической передней подвески

I — ось качания рычага

пересечения оси качания рычага с плоскостью перемещения цен-
тра шарового шарнира рычага. За координатные плоскости при-
нимаем вертикальную плоскость XOiZ, параллельную плоскости
симметрии автомобиля, вертикальную поперечную плоскость
YOiZ и горизонтальную плоскость X01Y.

Чтобы избежать действий со сложными зависимостями, выра-
жающими искомые показатели в общей форме, использован метод
определения числовых значений для всех промежуточных вели-
чин. С целью упрощения анатитических выводов применяем про-
межуточные подвижные вспомогательные системы координат.
Это позволяет обращать в нуль координаты некоторых точек.

В качестве независимой переменной принимаем не прогиб
подвески, а угол 0 поворота рычага. Прогиб подвески Л/к — вер-
тикальное перемещение точки контакта колеса с поверхностью
дороги определяем в ходе расчета, так же как и другие пока-
затели. За начало отсчета угла 0 поворота рычага выбираем ли-
нию пересечения плоскости X01Y с плоскостью перемещения
центра шарового шарнира — точки А.
Надлежащие знаки координат и корней квадратных уравнений
выбираем каждый раз сообразно приведенной схеме.

Ниже использованы следующие геометрические параметры
подвески: xBot, Уво1, zBOi — координаты точки В верхней шаровой
опоры телескопической стойки — поворотного шкворня относи-
тельно системы координат с началом в точке Ог,
а — угол наклона оси качания рычага к оси X;

га '— дпина плеча рычага;

гк — радиус качения колеса;

g — длина отрезка между центром А шарового шарнира ры-
чага и точкой G пересечения перпендикуляра, опущенного из
центра D колеса с осью телескопической стойки;

/ — длина отрезка между центром А шарового шарнира ры-
чага и точкой F пересечения оси цапфы поворотного кулака с осью
телескопической стойки;

d — длина отрезка между центром А шарового шарнира ры-
чага и центром D колеса.

f Расчет начинаем с определения координат точки А — центра
шарового шарнира рычага. Координаты текущего положения
точки А в системе координат с началом в точке 01 следующие:

хАп1 — гд sin a sin 0; уЛ01 = гд cos 0; zAOi = Гд cos а sin 0. (165)

При этом расстояние между точками А и В — переменная
длина телескопической стойки

b = ]/ (ХВ01 — Хд0/)~ + (tjBOl — IjAOlY + (ZBOt — ZAOl)2- (166)

Для определения координат точки D — центра колеса — ис-
пользуем подвижную вспомогательную систему координат с на-
чалом в точке А. Для этого координаты точки В (хвог, уВо/, zBOi)
пересчитываем на систему координат с началом в точке А. Полу-
ченные значения обозначаем через хВА, уВА, zBA. Затем при
помощи пропорций определяем координаты точки G — пересе-
чения перпендикуляра, опущенного из центра D колеса на ось
телескопической стойки, и точки F — пересечения оси цапфы
поворотного кулака с осью телескопической стойки.

Зависимости для определения координат следующие:
точка G

Ча = Чдё<1’-, Уса = Увдё^, zGA = zBAg. b. (167)
точка F

xFA = xBAf/b; уFA = yBAfib\ Zfa = zBAf. b. (168)

Координаты точки D определяем совместным решением:
уравнения плоскости, проходящей через точку G и перпенди-
кулярной прямой AG-,

уравнения плоскости, проходящей через точки Л и G и парал-
лельной оси У;

уравнения для расстояния d между точками-Л - и L).
В результате решения системы уравнений и замены координат
точки G координатами точки В получаем

xda — хвл

d______Ува______

е I хЪа + г13А

У da = Ува % ( 1

। d хва + z2ba \

^УвА |/ х-вА + z2BA )

(169)

ZDA — ZBA

d Ува

8 FXBa + ZBA

Для определения координат точки К контакта колеса с по-
верхностью дороги используем подвижную вспомогательную си-

Рис. 174. Положение центра подвески N и центра крена L для рычажно-теле-
скопической передней подвески

стему координат, с началом в точке D. Координаты точки К оп-
ределяем совместным решением:

уравнения плоскости, проходящей через точки D и F и парал-
лельной оси Z;

уравнения прямой, проходящей через точку D и перпендику-
лярной прямой DF\

уравнения для расстояния гк между точками D и К-

Предварительно координаты точки F (xFA, yFA, zFA) пере-
считываем на систему координат с началом в точке D. Полученные
значения обозначаем через xFD, yFD, zFD.

В результате решения системы уравнений получаем
zfd

XKD = rv:XFD--- —	:

V (xFo + Vfd) (xfd + I'fd + zfd)

УРИ - rKtJFD —====— , .	(170)

г — Г ____________X^D ylpD_________-

I (XFD + Урц) (XFD + y'FD + zPd)	J

Полученные координаты точки К (хК£|, yKD, zKD) сначала
пересчитываем на подвижную вспомогательную систему коорди-
358
иат с началом в точке А, а затем на неподвижную систему коор-
динат с началом в точке Oi. Полученные координаты обозначаем
ХК01 < У Kot • zkoi 

Искомые показатели подвески для текущего значения угла О
поворота рычага следующие:

угол поперечного наклона оси поворотного шкворня

т] = arctg ;

ВА

(171)

угол продольного наклона оси поворотного шкворня

X = arctg	(172)

ZBA

угол развала колеса

4 = arc sin(173)
гк

Перемещения- точки Л кон-
такта колеса с поверхностью
дороги относительно проектного
положения соответственно в вер-
тикальном, поперечном и продо-
льном направленияхеледующие:

— (^ДО/)текущ (гдс/)проект!

= (//К0/)текущ (1/KOl) проект!

= (^-7<щ)тскущ (^/<0/)проект-

(174)

Рис. 175. Схема направляющего уст-
ройства однорычажной задней подвески:

I — плоскость симметрии; II — ось кача-
ния рычага; III — ось цапфы колеса

Положения центра подвески N и центра крена L для рычажно-
телескопической передней подвески показаны на рис. 174.

Определение показателей направляющего устройства одноры-
чажной задней подвески. В связи со значительным разнообразием
расположения оси качания рычага в однорычажных подвесках
ниже приведены зависимости для наиболее общего случая с осью
качания рычага, косорасположенной на виде сверху и наклонен-
ной в вертикальной плоскости (рис. 175).

За начало координат принята точка Oi пересечения оси ка-
чания рычага с плоскостью перемещения центра колеса — то-
чки D. В качестве независимой переменной принят угол 0 по-
ворота рычага. За начало отсчета угла 6 выбрана линия пересе-
чения плоскости XOiY с плоскостью перемещения центра коле-
са — точки D. Использованы следующие геометрические парамет-
ры подвески, показанные на схеме:

а — угол наклона оси качания к горизонтальной плоскости
Х01У;
Р — угол между плоскостью симметрии и проекцией оси
качания на горизонтальную плоскость XOiY-,

6 — угол между осью цапфы колеса и прямой OiD (ось рычага)
в проекции на плоскость, перпендикулярную оси качания;

у — угол между осью цапфы колеса и прямой OiD в проекции
на плоскость, проходящую через ось качания и точку D;

rD—расстояние от центра D колеса до оси качания;

гк — радиус качения колеса.

Уравнение оси цапфы колеса для текущего значения угла О

х~хр	У~Ур = z~гр

т	п	р

(175)

где xD, уо, zD — координаты точки D;

xD == — rD(sin a cos р sin 0 ф- sin р cos 0);
yD = —rD(sinasinpsin0 — cos рcos 0);
zD = rD cos a sin 0;

(176)

m, n, p — величины, пропорциональные косинусам углов, об-
разуемых осью цапфы с положительными направлениями осей
координат, соответственно X, Y, Z;

т — (— sin a cos р — sin р tg 6) sin 0 ф-
ф- (sin a cos р tg 6 — sin P) cos 0 ф-
ф- cosacosptgy;

n = (— sin a sin р ф cos p tg 6) sin 0 ф-
ф- (sin asin p tg б ф- cos P) cos 0 ф-
ф- cosasinptgy;

p — cos a sin 0 — cos a tg 6 cos 0 ф-
ф- sina tg у.

(177)

Углы 6 и у для принятых значений углов а и Р определяем из
уравнений (177), исходя из условия, что для проектного положе-
ния колеса (проектное значение угла 0) ось цапфы колеса совпа-
дает с направлением оси Y т. е. т — 0 и р = 0.

Согласно схеме (рис. 176) для определения исходных пока-
зателей:

угол схождения колеса

U> = arctg^;	(178)

угол развала колеса

ф = arcsin —-  V —-.	(179)

/т2фп2ф-р2	'
Координаты точки К контакта колеса с поверхностью дороги
для текущего значения угла 0 следующие:

хк = xD -]-rK sin i|- sin Ф;

'/к = '/о4-/'к5Ф^С05Ф;

ZK = zD~rK COS l|\

(180)

Перемещения точки Л контакта колеса с поверхностью дороги
относительно проектного положения соответственно в вертикаль-
ном, поперечном и продольном направлениях следующие:

f /<	(ЗкУгекущ

(^7<)прпект»

(У/<)тскущ

Aft (^/<)текущ

(Ук) проект»
(^к) проект*

(181)

Положения центра подвески N и центра крена L для одно-
рычажной задней подвески показаны на рис. 177.

Рис. 176. Схема для определения показа-
телей направляющего устройства однорычаж-
ной задней подвески

I — ось цапфы колеса

Рис. 177. Положения центра подвески N и
центра крена I. однорычажпой задней под-
вески

Определение координат мгновенного центра подвески. Для не-
которых подвесок, например, для беешквориевой передней под-
вески на двух поперечных рычагах с непараллельными осями ка-
чания, положение центра подвески относительно подрессоренной
части изменяется в зависимости от положения колеса по высоте.
В этом случае положение центра подвески 7V в широком диапазоне
относительных положений колеса и подрессоренной части опре-
деляется координатами точек пересечения нормалей к траекто-
рии точки W, соответствующей точке К контакта колеса с поверх-

ностью дороги в проектном положении колеса по высоте, в про-
екции на плоскость симметрии автомобиля (рис. 178).

Определение координат точки W для бесшкворневой передней

подвески на двух поперечных

Рис. 178. Схема для определения
координат мгновенного центра под-
вески

рычагах приведено в гл. XXI. Для
вывода уравнения траектории точ-
ки IF значения координат Хи/ и
zK0/ для последовательных по-
ложений по высоте точки А (см.
рис. 165) пересчитываем на вспо-
могательную систему координат
с началом в точке К. Полученные
значения координат обозначаем
через xWK, zWK.

Уравнение траектории точки W
представляем в параметрической
форме в виде степенного много-
члена в функции независимой пе-
ременной, например, в функ-
ции положения по высоте zAOi

(рис. 165) центра А шарового шарнира нижнего рычага в системе
координат с началом в точке Ог.

XWK aiZA01 4~ а22Л0/ Ь • • • 4“ anZAOh

ZWK = ^1ZAOI 4" ^2ZA0J 4"  ’ ’ 4" ^nZA01-

(182)

При подстановке в первое выражение согласованных значений
Xwk и zA0I, а во второе выражение соответственно Хц/д и zaoi
получаем две системы из п линейных уравнений, где п — число
использованных текущих координат zA0I. Решение этих двух
систем уравнений относительно av а2, .... ап и blt b2, Ьп
позволяет составить следующие аналитические зависимости:

x = h(zAOt) и z = f2(zAoi).

Уравнение нормали к кривой в точке, определяемой коорди-
натами X И Z,

х' (X — х) 4- z' (Z — z) = О,

(183)

где X и Z — текущие координаты точек нормали, х' и z' — про-
изводные х и z по zAOi.

Совместное решение уравнений (183), составленных для двух
смежных значений независимой переменной zAOt, дает значение
координат X и Z мгновенного центра подвески в системе коорди-
нат с началом в точке К-
362
§ 99.	Жесткость независимой рычажной подвески
и упругого элемента

Жесткость независимой рычажной подвески. В независимой
подвеске при наличии рычажного механизма между упругим
элементом подвески и колесом из-за конечной длины рычагов
жесткость ск не будет равна жесткости с упругого элемента как
при рессорах, непосредственно связанных с мостом.

Рис. 179. Схемы для определения жесткости независимых рычаж-
ных подвесок

Для рычажных подвесок (рис. 179) при некоторых допущениях
ск = с4п — (Оо —6)0],	(184)

Г<1

где 0 — угол, определяющий текущее положение рычага; 0о —
угол, соответствующий отсутствию нагрузки на рычаге.

Значения углов отсчитывают от горизонтального (обычно про-
ектного) положения в радианах. При наклонном положении пру-
жины гп представляет собой длину перпендикуляра, опущенного
из центра 0 качания рычага на ось пружины. Согласно уравнению
(184), жесткость подвески будет изменяться в зависимости от по-
ложения колеса по высоте, несмотря на постоянную жесткость
пружины.

При проектной нагрузке рычаг подвески располагается при-
мерно горизонтально, поэтому для оценки комфортабельности
подвески используют ее жесткость при горизонтальном располо-
жении рычага, т. е.

г2

сн = с-^~.	(185)

Для рычажной подвески с торсионным стержнем при тех же
обозначениях

ск = ->[1-(Оо-6)01,	(186)

rd

где ст — крутильная жесткость торсионного стержня, Н-см/рад.
При горизонтальном положении рычага

=	(187)

rd

Ограничители подвески. Все сказанное выше (см. гл. XVII)
относительно ограничителей подвески в равной мере относится
и к независимым передней и задней подвескам.

§ 100.	Размеры и относительнее расположение
основных частей подвески

Средний диаметр пружины и диаметр проволоки. Для предва-
рительного определения среднего диаметра пружины и диаметра
проволоки можно воспользоваться зависимостью деформации
пружины от напряжения для случая максимальной деформации
г____________________________nD2nx

' ~~~GdK’

где f — деформация пружины, см; т — максимально допустимое
напряжение кручения, Н/см2; D — средний диаметр пружины,
см; d — диаметр проволоки, см; п — число рабочих витков;

G — модуль упругости пружинной стали при сдвиге, G = 7,6 X
X 106 Н/см2; К — коэффициент, учитывающий увеличение на-
пряжения при уменьшении отношения Did,

к _ W/d — 1 , 0,615
W/d — 4	D/d '

Для предварительных расчетов можно принять, что максималь-
ная деформация пружины пропорциональна перемещению f
колеса, равному сумме статического прогиба /ст и динамического
хода /дИН, т. е.

f — (/ст +/дин) “>
'а

где г„ и rd —- плечи рычагов (см. рис. 179), см.

Таким образом,
(/ст +/ди,.) 77=^-	(188)

Второе условие получаем из зависимости проектной нагрузки
на колесо от статического прогиба

где Рк — усилие на рычаге подвески, равное нагрузке на колесо
минус вес иеподрессоренных частей, Н; с'к — жесткость подвески,
в которой учтено влияние резинометаллических шарниров, Н/см;

с' =- 1,22с (rn/rd)3; с = G dV&iIF).
Следовательно,

/?К = /СТ1,22^-(^У.
к /ст > SnD3 \ rd /

(189)

Совместным решением уравнении (188) и (189) получим

5 С S&K*	+ /ди»)Л

[	1,22л4т4 п3 \ rd / /сТ

d =

И

ят rd п га *

GK Гц /ст "Ь/дин

Можно принять т = 90 000 Н/см2 и Did = 7,0. Для Did —
— 7,0 коэффициент К = 1.21. Тогда (в см)

• р = Т^^(7гУ(/с--//дин)4	(190)

и с/ = 0,0307 ~ nD2 т--.	(191)

ГII	/ст ~Г / дин

Длина и диаметр торсионного стержня. Чтобы найти опреде-
ляющие размеры торсионного стержня — его эффективную длину
и диаме'гр, можно воспользоваться следующей зависимостью
угла закручивания от напряжения для случая максимальной
деформации:

где 0 — угол закручивания торсионного стержня, рад; I — эф-
фективная длина торсионного стержня, см; d — диаметр торсион-
ного стержня, см.

Остальные условные обозначения здесь использованы те же,
что и при определении среднего диаметра пружины и диаметра
проволоки.

Для предварительных расчетов можно принять, что максима-
льный угол закручивания торсионного стержня пропорционален
перемещению колеса, равному /ст плюс /дин, т. е.

g  /ст Ь/дкн

rd

Таким образом,

/стЧ /дин
rd

21т

(192)

Gd "
Второе условие получаем из зависимости проектной нагрузки
на колесо от статического прогиба

== f ст^'к,

где ск — жесткость подвески, в которой учтено влияние резино-
металлических шарниров, Н/см;

Ск= 1,22ст-^;

rd

ст — крутильная жесткость торсионного стержня, Н-см/рад;

_ nd4G

ст 32/ .

Следовательно,

Рк = /ст1,22-^-.	(193)

Совместным решением уравнений (192) и (193) получаем

I -- 1 /~ 2G3 Рк (/ст ~Н /ди»)4

Г 1.22Л14 rj /ст

j	2т I

И d	G rdfcT + fnmi'

Можно принять т =90000 Н/см2; С = 7,6 106 Н/см2. Тогда
(в см)

I = 1,52 |/^- .^т + /дин)4	(194)

и d = 0,0237rrf/	.	(195)

ICT “Г / дин

Приведенное значение т относится к торсионным стержням,
закаленным с полированной, обработанной дробью и накатан-
ной поверхностью, которые затем подвергнуты закручиванию.
Для более простых случаев обработки значение т выбирают рав-
ным 65 000—70 000 Н/см2.

Между рабочей частью торсионного стержня и его шлицевыми
участками имеются переходные конические участки с переменной
по длине податливостью на кручение. Принято считать, что эк-
вивалентная длина каждого переходного участка равна поло-
вине длины конуса, т. е. определенной выше эффективной длине
торсионного стержня соответствует длина цилиндрического ра-
бочего участка плюс длина одного переходного участка.

Установка пружин и торсионных стержней. При подвеске на
двух рычагах пружину располагают между поперечиной рамы пли
366
подрамника и нижним рычагом. Опорные площадки пружин
должны быть параллельны при их полном сжатии для избежания
одностороннего соприкосновения витка с витком. Из-за влияния
концевых витков жесткость пружины неодинакова в различных
осевых сечениях. Поэтому иногда концевые витки спиральной
пружины делают незамкнутыми, а радиальный или касательный
участок концевого витка используют для фиксации углового
положения пружины.

Чтобы лучше использовать имеющееся пространство при пе-
редней подвеске на двух поперечных рычагах, торсионные стер-
жни устанавливают на нижних рычагах подвески. При задней
подвеске с косорасположенными в горизонтальной проекции ры-
чагами рычаги продольных торсионных стержней присоединяют
к рычагам подвески через серьги с шаровыми шарнирами по
концам.

Выбор и установка амортизаторов. При подборе амортизатора
исходят из перемещаемого при ходе отбоя через дроссельное уст-
ройство объема рабочей жидкости, отнесенного к 1 см перемеще-
ния колеса по вертикали и 1000 кг массы подрессоренной части
автомобиля, приходящейся на амортизатор. Для передних под-
весок эта величина, так же как и для задних подвесок, составляет
3,7—8,7 см3.

Место установки и крепление амортизатора определяется ком-
поновкой подвески. Чтобы общая длина амортизатора не была
слишком большой, амортизатор обычно устанавливают примерно
на половине длины рычага, приблизительно под прямым углом
к его проектному положению. При пружинной подвеске аморти-
затор часто помещают внутри пружины, защищающей его от слу-
чайных повреждений.

§ 101. Проверка жесткости подвески

Жесткость подвески и усилие, действующее на колесе. Пред-
варительно выбранные геометрические параметры направляющего
устройства и параметры упругих элементов должны быть прове-
рены в отношении жесткости подвески и усилия, действующего
на колесе во всем диапазоне его перемещения по высоте, чтобы
полученную характеристику подвески сопоставить с ранее сфор-
мулированными требованиями и сравнить с характеристиками
уже осуществленных и испытанных подвесок.

В некоторых случаях из-за неудачного выбора геометрических
параметров направляющего устройства подвески усилие на колесе
в конце хода отбоя может снова начать увеличиваться, а в конце
хода сжатия — уменьшаться. При этом одному значению усилия
будет соответствовать два положения колеса по высоте, т. е. под-
веска потеряет устойчивость и будет переходить через мертвое
положение, что сопровождается толчками.
Кроме того, при всех подвесках с пружинами, не считая теле-
скопическую и рычажно-телескопическую, пружина подвергается
поперечному изгибу и относительному повороту торцов, влияющим
на характеристику подвески. На схеме подвески кривая LA
(рис. 180) является осью сжатой и изогнутой пружины. В качестве
независимой переменной принят угол 0, образуемый рычагом
подвески с горизонталью. Полный момент, поворачивающий ры-
чаг подвески относительно точки 0,

Л1 = Рт — Мм,

где Р — осевое усилие сжатой пружины; Ми — момент, необ-
ходимый для поворота торца пружины.

Осевое усилие сжатой пружины

Р = (/-/') с,

где Г — длина сжатой пружины.

При выбранных геометрических параметрах ось пружины
представляет собой дугу окружности, поэтому

/' = ^fll_|_pctg 6;

жесткость (Н/см) пружины

Gd4
с ~ 8nD3 ’

Момент, необходимый для поворота торца пружины,

Мм = 6см,

где с„ — угловая жесткость сопротивления повороту торца пру-
жины, Н-см/рад,

Ed*

С" ~ 32Dn (2 + ц) ’

где р — коэффициент Пуассона.

Таким образом, полный момент на рычаге

Л1 =/п р — рн-|~pctg-|-) 0 j с — 0см. (196)

При торсионном стержне аналогичная зависимость для мо-
мента на рычаге имеет вид

М = 0ст,	(197)

где ст— крутильная жесткость торсионного стержня, Н -см/рад,
_ nd*G

Ст ~ 32/ ’
Чтобы по действующему на рычаге моменту, представленному
выражениями (196) и (197), определить усилие и жесткость под-
вески, используем начало возможных перемещений

MdO-=PhdfK,	(198)

где Рк — усилие, действующие на колесе; dfK — вертикальное
перемещение точки контакта колеса с дорогой.

Откуда

P^Mdtydf*.	(199)

Жесткость подвески

г - d2°

к ~ dfK - df> г dfк dfK 

Рис. 180. К проверке жесткости
подвески и усилия, приложенно-
го к колесу:

1 — подрессоренная часть автомо-
биля; 2 — рычаг подвески

Момент М представлен функцией G, поэтому последний член
должен быть преобразован умножением числителя и знаменателя
на rf6. Тогда

d2Q . dM / de \2
ч,= Л«^-+-яг(-5;).

(200)

Выражение dM/dQ находим дифференцированием уравнения
(196) или (197). Таким образом, для пружины

= тс О2 cosec2 — т — р ctg — сч, (201)

а для торсионного стержня

dMidQ — ст.

(202)

Для определения значений d(Ld[K и diOl'dfi могут быть исполь-
зованы координаты точки К контакта колеса с дорогой по высоте
и значения угла 0, образуемого рычагом с горизонталью для те-
кущих положений по высоте центра А шарового шарнира ниж-
него рычага (гл) при двухрычажной и рычажно-телескопической
подвеске (или центра колеса D при однорычажной задней подвеске),
вычисляемые в ходе определения показателей направляющего
устройства подвески.
Значения dB/dfK и (FG/dfi могут быть определены аналити-
ческим или числовым методом. При аналитическом методе по
найденным ранее согласованным значениям 0 и [к устанавливают
их функциональную зависимость. Для этого принимают, что
О = имеет вид степенного многочлена

0 = «. + «Л +	+ - + anf'K~x.	(203)

При подстановке в выражение (203) согласованных значений 0
и fK получают систему из п линейных уравнений, где п —число

Рис. 181. Схема, поясняющая
метод дифференцирования функ-
ции, заданной числовыми вели-
чинами

использованных текущих коорди-
нат zA шарового шарнира рычага.
Решение этой системы уравнений
относительно аъ аг, а3, ..., ап поз-
воляет составить аналитическую
зависимость 0 = Л(/К), по которой
могут быть найдены аналитические
выражения для dQ,'dfK, (dQ/dfK)2 и
cPQ/dfz. Подстановкой текущих зна-
чений /к и 0 в соответствующие вы-
ражения получаем согласованные
значения для dQ'dfK, (d6/dfK)2, cPQ/dfl,
М и dM/dG.

При числовом методе во время
вычисления координаты точки К и
угла 0 для каждого текущего поло-

жения шарового шарнира рычага,

характеризуемого координатой гА необходимо дополнительно
определить еще по два значения fK и 0 для гА + Агл и
zA — \zA. Как показывает практика, для получения необходи-
мой точности Агл должно составлять 2 мм. Пусть на рис. 181
кривая ST представляет собой зависимость 0 = А(/К). Прини-
мают, что fK = ft (zA), а 0 =/3 (гл); тогда

™ _ ^(гд + Дгд)-^3(гя-Дгд)	,9ПхП

~ 4	-Г,	- Дгя)'	1 ’

Аналогичным образом

At (гя ~Ь Дгл) ~ Аз (гл) _ At (гд) ~ (гд ~ Дгя)

_ Л, (гл + Аг 4) - f2 (г А) f „ (г ,) - А, (г 4 - Лг 4)

А» (г.4Дгя) ~ 4 (гл) Ai (z i) ~ It (z.i ~'Дг я)	'

2	2

Найденные таким образом числовые значения dG/dfK,
(d0/d/K)2, cFG/dfc, а также М и d.Vl/dG используем в уравнениях
(199) и (200) для определения текущих значений Рк и ск.

При' желании расчет можно уточнить учетом моментов, со-
здаваемых резино-металлическими шарнирами, при помощи ко-
торых рычаги подвески установлены на их осях, и усилий, со-
здаваемых верхним и нижним ограничителями подвески-.
370
Расчет дан на примере двухрычажной подвески. Угол закру-
чивания резино-металлического шарнира может быть принят пря-
мо пропорциональным действующему на шарнир моменту. Если
предположить, что втулки резино-металлических шарниров фик-
сированы па их осях в положениях, соответствующих горизон-
тальному положению нижнего рычага, то

Л4С = 0сс,

где сс — крутильная жесткость резино-металлических шарниров.

При этом момент М3 на оси нижнего рычага [выражение (196)
или (197)1 должен быть увеличен на 0tccl, где сс1 — крутильная
жесткость шарниров нижнего рычага.

Момент, создаваемый резино-металлическими шарнирами вер-
хнего рычага, должен войти в качестве отдельного члена в урав-
нение (198), выражающее начало возможных перемещений; то-
гда

Л11й01 + е-А2^ = -Рк^ю

(206)

где 02 — угол поворота верхнего рычага, отсчитываемый от
положения, соответствующего горизонтальному положению ниж-
него рычага; сс3 — крутильная жесткость шарниров верхнего
рычага.

Отсюда усилие на колесе

I	=	(207)

а жесткость подвески

к dfK df* Л)! \	) 

. n d202 . / d02 \2	/onc4

+	+<«(-<) 	(208)

Таким образом, приведенный выше расчет усложняется в связи
с необходимостью определения dQ.,/dfK, (d6.>)/dfK)2 и d2OJdf^, вы-
полняемого так же, как и для угла 6V

Еще одно уточнение может быть внесено в значение жесткости
учетом нормальной жесткости шины сш. Поскольку жесткости
подвески и шины действуют последовательно, общая жесткость

__ сксш

° Ск + сш

(209)

Результаты расчета могут быть наглядно представлены гра-
фически в виде зависимостей усилия на колесе и жесткости под-
вески от перемещения колеса по вертикали из проектного по-
Южения.
Угловая жесткость подвески и стабилизатор поперечной устой-
чивости. Схемы независимых подвесок в виде плоских механиз-
мов с указанием положения центра крена и размеров, необходп-

Рис. 182. Схемы для определения положения центра крена L и угловой жесткости
независимых подвесок:

о — на одинарных поперечных рычагах; б — на одинарных продольных рычагах: fl,
г и д — на двух поперечных рычагах при различных углах их наклона; е — на двух
продольных рычагах; ж — телескопической; з — рычажно-телескопической

мых для вычисления угловой жесткости су подвески в зависи-
мости от ее жесткости ск, приведены на рис. 182. При подвеске
на двух поперечных рычагах (рис. 182, в, г и д) центр крена
в зависимости от наклона рычагов наружу или внутрь может рас-
полагаться выше или ниже уровня поверхности дороги. При то-
372
ризоптальном расположении рычагов центр крена лежит на уровне
поверхности дороги. В случаях одинарных поперечных рычагов
(рис. 182, а), двух поперечных рычагов (рис. 182, в, г и д
и рычажно-телескопической подвески (рис. 182, з) высота центра
крена относительно поверхности дороги изменяется вместе с де-
формацией упругих элементов подвески и, следовательно, за-

рисит от нагрузки автомобиля. В

Рис. 183. Зависимость боковой реак-
ции У шины от нагрузки G на шину для
, различных углов бокового увода б

случаях косого на видах сверху
и сбоку расположения осей ка-
чания рычагов положения мгно-
венного центра М и центра
крена L определяют так же, как

и при подвеске с поперечным

Рис. 184. Схема для определения угло-
вой жесткости стабилизатора попереч-
ной устойчивости

расположением рычагов, отыскивая следы пересечения осей ка-
чания рычагов с вертикальной плоскостью, проходящей через
[ось передних колес (см. рис. 177).

При условных обозначениях, приведенных на рис. 182, угло-
|Вая жесткость для различных схем независимых подвесок имеет
следующие значения. Для подвески на одинарных поперечных
рычагах (рис. 182, а), на одинарных продольных рычагах
(рис. 182, б), на двух горизонтальных поперечных рычагах
(рис. 182, а), на двух продольных рычагах (рис. 182, с) и для
телескопической подвески (рис. 182, ж)

су = 2скгР.	(210)

Для подвески на двух поперечных рычагах — общий случай
(рис. 182, в, и д) и для рычажно-телескопической подвески
(рис. 182, з)

Су = 2Ск(^.)!.	(211)

Для уменьшения поперечного крена подрессоренной части под
[Действием боковой силы применяют стабилизатор поперечной
373
устойчивости, который увеличивает угловую жесткость под-
вески. Однако увеличение угловой жесткости передней или зад-
ней подвески сопровождается увеличением динамического пере-
распределения нагрузки между внутренним и наружным коле-
сами этого моста.

Боковая реакция шины Y, имеющая максимум примерно при
номинальной нагрузке на шину G, понижается и при уменьшении
и при увеличении нагрузки (рис. 183). Поэтому при неизменной
боковой реакции колес моста увеличение динамического перерас-
пределения нагрузки AG между внутренним и наружным коле-
сами будет вызывать увеличение среднего угла увода 6 для колес
рассматриваемого моста.

Чтобы автомобиль при всех условиях нагружения обладал
недостаточной поворачиваемостью при движении по криволи-
нейной траектории (средний угол увода передних колес больше сред-
него угла увода задних колес), стабилизатор поперечной устой-
чивости обычно применяют только в передней подвеске автомо-
биля. Для торсионного стабилизатора поперечной устойчивости
(рис. 184) угловая жесткость

• —г рри
у 1т v

(212)

где ст — крутильная жесткость торсионного стержня, подсчи-
танная для половины длины стабилизатора.

Способность подвески противодействовать «клевку» при тор-
можении и «приседанию» при разгоне. На основании установлен-
ных значений геометрических параметров направляющего устрой-
ства независимой подвески может быть проверена способность
подвески противодействовать «клевку» и «приседанию». Формулы
для определения перемещения подрессоренной части в плоско-
стях осей передних и задних колес при торможении и разгоне
автомобиля были приведены выше (в этой главе и в предыдущих).

Глава XIX

Определение угла крена и углов увода колес
под действием боковой силы

После того, как в результате конструктивной разработки и рас-
чета будут установлены показатели передней и задней подвесок,
можно определить приближенные значения угла крена и углов
увода колес под действием боковой силы. В качестве примера
рассмотрен автомобиль с передней независимой подвеской со
стабилизатором поперечной устойчивости и с задней подвеской
с неразрезной балкой заднего моста. Условно принято, что под-
374
рессоренная часть автомобиля (рис. 185) является асболютно
жесткой на кручение, а центры крена передней и задней подве-
сок не меняют своего положения при наклоне подрессоренной

части. Как показывают сравни-
тельные расчеты и опытные дан-
ные, при этом погрешность в уг-
лах крена и в перераспределении
нагрузки для легковых автомо-
билей не превышает 5—10%.

§ 102.	Перераспределение
нагрузки между колесами моста
под действием боковой силы

Пусть в центре тяжести под-

рессоренной части приложена бо- Рис. 185. Схема для расчета перерас-
ковая (центробежная) сила т,,р, предслеппя нагрузки между коле-
где тц — масса подрессоренной сами под Действисм боковой силы
части; р. — отношение боковой

силы к массе, одинаковое для автомобиля в целом, его подрес-

соренной части и неподрессоренных частей.

Под действием боковой силы подрессоренная часть поворачи-
вается относительно оси крена — прямой, соединяющей центры
крена передней и задней подвесок. Предполагается, что центр

тяжести расположен выше оси крена.

Определим нагрузки, действующие на передние колеса авто-
мобиля в этих условиях. Перераспределение нагрузки между
передними наружным и внутренним по отношению к центру по-
ворота колесами при приложении боковой силы в поперечном
сечении центра тяжести на уровне оси крена

ДС1Л = Гh1L + (k,L - h1L) -%-1 —.	.  4

nr- I IL i V 2L	b j minh1L 4- m2nh2L t

,, hzr.ai +hlLa2
"*nr .

______________________

ttlinhiL 4~ ^2ii^zL

(213)

где ra1H и /н311 — доли массы подрессоренной части, приходя-
щиеся соответственно на передние и задние колеса; остальные
обозначения см. на рис. 185.

Перераспределение нагрузки между передними наружным и
внутренним колесами от момента, создаваемого боковой силой,
действующей на плече относительно оси крена,
ло,, - m,1(l [/„ -	-1,,,J -a-]]	(214)

где cly и c.2y — угловые жесткости соответственно передней и зад-
ней подвесок; ест. у — угловая жесткость стабилизатора попереч-
ной устойчивости.
Перераспределение нагрузки между передними наружным
и внутренним колесами от момента, создаваемого боковой силой
от неподрессоренных частей передней подвески и колес с тор-
мозными механизмами,

AGlc = mllinfirK-i-,	(215)

где /п1нп — масса неподрессоренных частей передней подвески
и колес с тормозными механизмами.

Полное перераспределение нагрузки между передними наруж-
ным и внутренним колесами

— ЛС1Л AG1B 4' AG1C.	(216)

Если Gj — нагрузка, приходящаяся на передние колеса, то
динамическая нагрузка переднего наружного колеса

Gi..==^- + AGie,

а переднего внутреннего колеса

g1b=-^--ag1£.

Аналогичным образом может быть найдено перераспределение
нагрузки между задними наружным и внутренним колесами соот-
ветственно AG2/, AG2B, AG2C и AG2£.

§ 103.	Угол крена, возникающий под действием
боковой силы

Пусть нормальная жесткость шины для передних и задних
колес равна сш (Н/см); тогда полный угол крена подрессоренной
части с учетом нормального прогиба шин (в рад)

Р ____________+ Абг£_____________ f

(Ciy + сст. у) сшГ2/2	с2усш/2/2

с1у + сст. у Ч- сш/*/2 с2у сш/2/2

Р°57'3 +	< Р'Ч

C'ly "Е Сст. у ~Е Сщ/2;2 С2у Сш/2/2

При этом угол относительного поворота колес и подрессорен-
ной части для переднего моста

г,, + 44+^ 	(218)

а для заднего моста

<219>

Рекомендуют, чтобы при ц — 0,4g полный угол крена р не
превышал 6—7°.

376
§ *04. Угол бокового увода колес, возникающий
под действием боковой силы

Располагая углом крена, можно определить углы бокового
увода колес. Чтобы определить среднее значение углов увода,
например, передних колес под действием боковой силы, исполь-
зуем баланс боковых сил, действующих на передние колеса,

(™1П + «!,„) н = Ун + У„ - АУ„ - АУВ, (220)

где Ун и Ув — боковые реакции соответственно наружного и
внутреннего колес (см. рис. 183) для определенных выше значе-
ний приходящейся на колеса нагрузки С1И и G1B при некотором
искомом, среднем для обоих передних колес угле увода 6; АУН
и АУВ — боковые реакции, создаваемые наклоном соответст-
| енно наружного и внутреннего колес по отношению к дороге.

Углы наклона по отношению к дороге
t наружного колеса

внутреннего колеса

Фд.н
Фд- в

= ₽ + фн;

= Р + Фв«

(221)

где фн и фв — углы развала соответственно наружного и внутрен-
него передних колес по отношению к подрессоренной части авто-
мобиля для перемещения точки контакта колеса с дорогой от-
носительно проектного положения по высоте на АД ±р1-0,5Л
Если при крене подвеска создает наклон колеса, противопо-
ложный наклону подрессоренной части, то значение угла должно
быть подставлено в выражения (221) с обратным знаком.

Можно принять, что изменение боковой реакции от наклона
колеса для заданного угла бокового увода прямо пропорциона-
льно углу наклона колеса. Поэтому, располагая зависимостью
боковой реакции от нагрузки на шину для разных углов бокового
увода (см. рис. 183) и такой же зависимостью для одного значения
угла наклона колеса ф0, можно рассчитать потерю боковой ре-
акции

AFir = AF0H

&УВ = АУОи

Фд.н .

Фо ’
фд. В

Фо

(222)

Величины Ун, Ув, АУ„ и АУВ являются функциями угла увода
, поэтому его определение заключается в подборе такого значе-
я, при котором будет удовлетворено условие (220). Таким же
рразом можно определить среднее значение углов бокового увода
дних колес. При этом также можно учесть угол кренового увода,
едние значения углов бокового увода для передних и задних
колес дают возможность оценить проектируемый автомобиль
с точки зрения недостаточной, нейтральной или избыточной по-
ворачиваемости.

Глава XX

Выбор пераметров и проектирование
рулевого привода

Рулевое управление состоит из двух основных частей: рулевого
механизма и рулевого привода.

Рулевой механизм представляет собой замедляющую передачу,
преобразующую вращение вала рулевого колеса во вращение
вала сошки (для рулевого механизма типа шестерня — рейка —
в поступательное перемещение рейки), а рулевой привод — ры-
чажно-звеньевой механизм, передающий движение от вала сошки
(рейки) к поворотным кулакам. От геометрических параметров
рулевого привода зависят соотношения углов поворота наружного
и внутреннего колес между собой и углом поворота сошки.

Рулевой привод должен обеспечивать следующее:
заданный минимальный радиус поворота автомобиля;
необходимую зависимость между углами поворота наружного
и внутреннего колес;

требуемое передаточное отношение между валом сошки и
поворотными кулаками;

независимость углов поворота колес от относительного поло-
жения по высоте колес и подрессоренной части.

В связи с большим числом переменных величин и конструк-
тивных ограничений геометрические параметры рулевого привода
определяют не нахождением однозначного решения, а предвари-
тельным выбором некоторых значений на основе теоретических
зависимостей и конструктивных соображений и проверки их для
определения степени отклонения полученных результатов от
таких же параметров выбранного аналога.

§ 105.	Углы поворота колес автомобиля

Поворот автомобиля с колесами, оборудованными эластич-
ными шинами. Центробежная сила, создаваемая массой автомо-
биля, движущегося по криволинейной траектории, воспринима-
ется дорогой в виде сил трения, приложенных на площадях кон-
такта шин с дорогой. Под действием боковой силы колеса катятся
под углом увода б к своей плоскости вращения. Благодаря этому
центр поворота автомобиля не лежит на продолжении оси задних
колес, как это имело бы место при жестких колесах, а переме-
щается вперед (рис. 186).

Угол бокового увода колеса зависит от конструкции шины и
является в первую очередь функцией нагрузки на колесо и боковой
378
силы. Располагая зависимостью угла бокового увода шипы от
нагрузки и боковой силы, задавшись постоянной скоростью дви-
жения автомобиля и углами поворота управляемых колес и зная
параметры автомобиля, можно найти углы увода колес (см.
гл. XIX), а по ним и положение центра поворота.

Зависимость между углами поворота управляемых колес с эла-
{стичными шинами, отвечающая требованиям курсовой устойчи-
вости, управляемости и сопротивления качению автомобиля, а
также срока службы и бесшумности шин во всем диапазоне ско-
ростей движения, радиусов поворота и нагрузки автомобиля,

связана с отысканием наиболее
приемлемого компромисса, кото-
рый может быть найден только
экспериментально. Поэтому при
проектировании автомобиля гео-
метрические параметры рулевого
привода, определяющие углы по-
ворота управляемых колес, на-
значают, исходя из. соотношений
для автомобиля с жесткими коле-
сами, и вносят необходимые изме-
нения согласно результатам испы-
таний опытного образца автомо-
биля.

Анализ осуществленных кон-
струкций показывает некоторую



Рис. 186. Схема поворота автомоби-
ля с эластичными шинами

тенденцию к уменьшению угла поворота внутреннего колеса срав-
|нительно с углом поворота наружного колеса или, иначе, к дви-
жению автомобиля по криволинейной траектории с колесами, по-
вернутыми на одинаковый угол. При этом обеспечивается пример-
ная пропорциональность боковых реакций и нормальных нагру-
зок, действующих на наружные и внутренние колеса, что придает
автомобилю большую устойчивость против заносов. Кроме того,
J снижается сопротивление качению, износ шин и шум, создава-
 емый шинами.

Для характеристики рулевого привода с точки зрения
относительного поворота колес служит угол поворота внут-
реннего колеса, соответствующий повороту наружного колеса
i н 20°.

Минимальный радиус поворота по следу переднего наружного
• *олеса. Маневренность автомобиля или его способность повора-
1-<иваться на минимальной площади принято характеризовать ра-
ВДиусом траектории, по которой катится при низкой скорости дви-
жения переднее наружное колесо, повернутое на максимальный
Угол, допускаемый конструкцией автомобиля. Радиус поворота
^Определяется максимальным углом поворота внутреннего колеса,
обычно ограничиваемым лонжероном рамы или продольной бал-
 'ой основания несущего кузова.
Принимая колеса жесткими и катящимися без бокового сколь-
жения (рис. 187), можно найти радиус поворота по следу перед-
него наружного колеса для заданных значений угла поворота
переднего внутреннего колеса Фв, базы Ь, расстояния р между
точками пересечения осей поворотных шкворней с поверхностью
дороги и плеча обката е. Плечо обката (рис. 188) равно кратчай-
шему расстоянию от оси поворотного шкворня до линии пересе-
чения центральной плоскости колеса с поверхностью дороги.
Из простых тригонометрических соотношений

(223)

Рис. 187. Схема поворота автомо-
биля с жесткими колесами

Можно также получить (см. рис. 187) следующие обратные зави-
симости для углов поворота Фн наружного и Фв внутреннего
колес от заданного радиуса поворота по следу переднего наруж-
ного колеса:

Ф„ = arctg .	----;

Фв = arctg — b----------—

И (гн — е)2 — Ь2—р

(224)

Зависимость между углами поворота наружного и внутреннего
колес. Условие расположения центра поворота автомобиля на
продолжении оси задних колес требует соблюдения следующей
зависимости между углами поворота наружного и внутреннего
колес:

ctg Ф„ = ctg Фв -}- р/Ь.	(225)

Применение схемы, подобной показанной (см. рис. 187), для
графического определения взаимосвязанных углов поворота колес
неудобно, так как при небольших углах поворота колес центр
поворота автомобиля настолько удален от его продольной оси,
что построение такой схемы не может быть выполнено на чертеже
380
!Ь масштабе, необходимом для получения углов поворота колес
с достаточной степенью точности. Поэтому применяют следующий
^рием (рис. 189).

Из точек А и В, соответствующих точкам пересечения осей
поворотных шкворней с поверхностью дороги, проводят прямые,
параллельные оси автомобиля и пересекающие ось задних колес
в точках С и D. Далее проводят прямую, соединяющую точку Е —
середину отрезка АВ — с точкой С. Углы, образованные прямыми,
проведенными из точек А и В к одной из точек F, лежащей на ли-

Рис. 189. Схема для опре-
деления углов поворота
наружного и внутреннего
колес

6}

Рис. 190. К выбору углов наклона рычагов
рулевой трапеции:

а и б — соответственно при заднем н переднем рас-
положениях рулевой трапеции

нии ЕС, и прямой АВ представляют согласованные между собой
углы Ф„ и Фв поворота передних колес, удовлетворяющие зави-
симости (225).

Можно вообразить механизм, который будет точно обеспечи-
ать зависимость (225) между углами поворота наружного и внут-
реннего колес, однако вполне удовлетворительные для практики
зультаты получаются при помощи простейшего устройства —
рулевой трапеции, состоящей из рычагов, укрепленных на по-
оротных кулаках и расположенных под углом к плоскости колес
и соединяющей их тяги. Рулевая трапеция может быть осуще-
влена с тягой, расположенной впереди или позади оси передних
|олес (рис. 190).

Применение независимой подвески управляемых колес и необ-
одимость согласования рулевого привода с направляющим уст-
ройством передней подвески требует усложнения рулевой трапе-
ии — введения допол штельных шарниров и звеньев
рис. 191, a—г).

Для предварительного выбора геометрических параметров
улевой трапеции удобно задаться положением точки пересече-
ия осей рычагов рулевой трапеции в положении, соответствую-
м прямолинейному движению автомобиля. При заднем рас-
381
положении рулевой трапеции следует точку пересечения продол-
жения осей рычагов рулевой трапеции выбирать так, чтобы она
находилась от оси передних колес на расстоянии, равном 2/3
длины базы, а при переднем расположении — непосредственно

Рис. 191. Схемы рулевых приводов при независимой пе-
редней подвеске

на оси задних колес (рис. 190). При этом угол наклона рычагов
трапеции составит соответственно для заднего и пареднего ее
расположения

£ = arctg0,75-|-; £ = arctg0,5	(226)

где s — расстояние между точками пересечения осей поворот-
ных шкворней с горизонтальной плоскостью, проходящей через
центры шарниров тяги рулевой трапеции.

Длина рычагов г при этом должна составлять 0,11—0,16s.

§ 106.	Передаточное отношение рулевого привода

Предельные значения передаточных отношений рулевого при-
вода. Передаточное отношение рулевого управления (кинемати-
ческое) равно отношению угла поворота вала рулевого колеса
к соответствующему углу поворота поворотного кулака. Значе-
ние передаточного отношения рулевого управления, с одной сто-
роны, должно быть достаточным для того, чтобы можно было,
воздействуя на рулевое колесо, повернуть управляемые колеса
в наиболее тяжелых условиях —при повороте на месте на дороге
с сухим шероховатым (асфальтовым или бетонным) покрытием.

Минимально допустимое значение передаточного отношения нр.у
при отсутствии усилителя определяется величиной максимальных
моментов на поворотных кулаках, необходимых для поворота внут-
реннего и наружного колес, соответственно Мв и Л4И, радиусом
рулевого колеса гр.к, максимально допустимым усилием Р, которое
382
может быть приложено к ободу рулевого колеса, и КПД
рулевого управления т]

_______ Мв + Мн
р'у~ Гр.кРг] '

(227)

С другой стороны, передаточное отношение рулевого управле-
[ия не должно быть чрезмерно большим, чтобы не ограничивать
маневренности автомобиля, позволяющей избегать неожиданно
обнаруженное препятствие, преодолевать развивающийся занос
|или делать крутой поворот на высокой скорости.

Значения передаточных отношений рулевых управлений лег-
ювых автомобилей различного типа были приведены в гл. IV.
Передаточное отношение рулевого управления не является по-
стоянным, а меняется по мере поворота рулевого колеса из по-
ложения, соответствующего прямолинейному движению автомо-
биля. Поэтому указываемые значения передаточных отношений
являются средними значениями для поворота рулевого колеса
от упора до упора.

Передаточное отношение рулевого управления «р.у можно
представить как произведение передаточного числа пр.м руле-
вого механизма от вала рулевого колеса до вала сошки и пере-
даточного отношения ир-п рулевого привода от вала сошки до
поворотного кулака

«р.у = «р.м«р.п-	(228)

Обычно рулевые механизмы проектируют так, чтобы их пере-
даточное число менялось по мере поворота рулевого колеса. В не-
которых конструкциях передаточное число увеличивается с по-
воротом рулевого колеса из среднего положения, в других —
уменьшается в зависимости от применяемой принципиальной схемы
и тех целей, которые ставит перед собой конструктор.

Если отвлечься от усилия на ободе рулевого колеса, то с целью
обеспечения необходимой маневренности число оборотов рулевого
колеса от упора до упора для обычных легковых автомобилей
не должно превышать 3,6. Таким образом, при повороте сошки
Н" 70°, обычном для рулевых механизмов легковых автомобилей,
передаточное число рулевого механизма не должно быть более

3,6-360° г

Поскольку рулевой механизм обычно применяется или пред-
назначается для применения на ряде моделей автомобилей, его
передаточное число z/fl. н является заданным, а требуемое для дан-
ного автомобиля передаточное отношение рулевого управления
получают выбором соответствующего передаточного отношения
Привода. Понятие передаточного отношения рулевого привода
:вляется довольно неопределенным, так как по мере поворота
Вики изменяются эффективные длины плеч сошки и рычага
рулевой трапеции (рычага поворотного кулака) и угол поворота
наружного колеса не равен углу поворота внутреннего колеса.

Основываясь на том, что в среднем положении рычаги примерно
перпендикулярны соединяющей их тяге, передаточное отношение
рулевого привода принято определять как отношение плеч,
соединяемых тягой рычагов (рис. 192):

и

без учета переменных углов

Рис. 192. Схема для определения переда-
точного отношения рулевого привода

упорами на поворотных кулаках
рота вала сошки (обычно 70°). ]
типа шестерня — рейка

рычагами и тягой.

Длины рычагов рулевой
трапеции и сошки, обеспе-
чивающие выбранное пере-
даточное отношение руле-
вого привода, должны быть
также проверены на возмож-
ность получения запроекти-
рованных углов поворота
колес, максимальное значе-
ние которых определяется
при максимальном угле пово-
i случае рулевого механизма

ир. м — . — 00 >
41

где гн — радиус начальной окружности шестерни;

^р. п '

—-о,
ОО

где г2 — длина рычага рулевой трапеции;

Стабилизация управляемых колес и наклон оси поворотного
шкворня. Для получения стабилизации управляемых колес
автомобиля оси поворотных шкворней располагают наклонно
в поперечной и продольной плоскостях.

При поперечном наклоне оси поворотного шкворня (рис. 193)
поворот колеса вперед и назад из положения, соответствующего
прямолинейному движению автомобиля, сопровождается возник-
новением момента относительно оси поворотного шкворня от
составляющей нагрузки, приходящейся на передние - колеса.
Угол поперечного наклона называют положительным, если верх-
няя часть поворотного шкворня наклонена внутрь, т. е. в сторону
плоскости симметрии автомобиля. При этом колёса будут иметь
постоянную тенденцию занимать нейтральное положение.
При продольном наклоне оси поворотного шкворня (рис. 194)
точка контакта колеса с дорогой располагается на некотором плече
относительно оси поворотного шкворня. В результате этого при
движении автомобиля по криволинейной траектории реакция
дороги на действие центробежной силы будет создавать моменты
относительно осей обоих поворотных шкворней. Угол продоль-
ного наклона называют положительным, если верхняя часть
поворотного шкворня наклонена назад. При этом колеса будут
иметь тенденцию занимать нейтральное положение. При продоль-

Рис. 193. Схема для определения мо-
мента, создаваемого составляющей на-
грузки на колесо, которая действует в
плоскости перпендикулярной оси
поворотного шкворня, наклоненной
в поперечной плоскости

Рис. 194. Схема для определения мо-
мента, создаваемого составляющей на-
грузки на колесо, которая действует
в плоскости, перпендикулярной оси
поворотного шкворня, наклоненной в
в продольной плоскости

ном наклоне оси поворотного шкворня поворот колеса из поло-
жения, соответствующего прямолинейному движению автомобиля,
также сопровождается возникновением момента относительно
оси поворотного шкворня от составляющей нагрузки, приходя-
щейся на передние колеса.

Во время движения автомобиля по криволинейной траектории
колеса катятся с углом бокового увода, что также сопровожда-
ется возникновением на колесах стабилизирующих моментов,
которые достигают значительной величины, позволяя уменьшить
угол продольного наклона оси поворотного шкворня.

В некоторых случаях ставят целью обеспечить стабилизацию
управляемых колес при торможении, для чего плечо обката е
делают отрицательным (рис. 195). При этом, если тормозное уси-
лие на одном из передних колес окажется больше, чем на другом,
то автомобиль будет иметь тенденцию к повороту в противопо-
ложную сторону.

Для легковых автомобилей в проектном положении колес по
высоте поперечный наклон оси поворотного шкворня делают
в среднем равным 5ъ30', а продольный — от 30' до 3°.

13 Родионов В. Ф.	385
Момент, действующий на поворотный кулак неподвижного
автомобиля. Момент относительно оси поворотного шкворня
неподвижного автомобиля складывается из следующих составля-
ющих:

момента, создаваемого составляющей нагрузки на колесо,
которая действует в плоскости, перпендикулярной оси поворот-
ного шкворня, наклоненной в поперечной плоскости;

момента, создаваемого составляющей нагрузки на колесо,
которая действует в плоскости, перпендикулярной оси поворот-
ного шкворня, наклоненной в продольной плоскости;

Рис. 195. Отрица-
тельное плечо е об-
ката

момента, создаваемого колесом, обкатывае-
мым вокруг точки пересечения оси поворот-
ного шкворня с поверхностью дороги.

Из-за относительно небольшого плеча обката
и упругости шины, имеющей значительную по-
верхность площади контакта, качение будет
сопровождаться проскальзыванием шины по
поверхности дороги, что создает дополни-
тельное сопротивление обкату.

Момент, создаваемый поперечным наклоном
оси поворотного шкворня. Если ось поворот-
ного шкворня наклонена в поперечной плос-
кости и угол наклона положительный (см.
рис. 193), то при повороте колеса из положения,
соответствующего прямолинейному движению

автомобиля, возникает момент, противодействующий повороту
колеса. Усилие, действующее в плоскости, перпендикулярной
оси поворотного шкворня,

G' = G sin т],

где G — приходящаяся на колесо нагрузка, уменьшенная на ве-
личину нагрузки, которая непосредственно передается на дорогу,
т. е. без веса колеса с шиной, ступицы, тормозного механизма и
поворотного кулака; г] — угол поперечного наклона оси поворот-
ного шкворня.

Плечо действия силы G' относительно оси поворотного шкворня
tL = е sin Ф,

где е — плечо обката колеса; Ф — угол поворота колеса.

Таким образом, момент относительно оси поворотного шкворня

Mi — G sin sin Ф.

(229)

Направления моментов Мг, действующих при повороте на
поворотные кулаки правого и левого колес, совпадают. В поло-
жении колес, соответствующем прямолинейному движению авто-
мобиля, моменты относительно осей поворотных шкворней равны
нулю. При отрицательном плече обката поворот колеса из поло-
жения, соответствующего прямолинейному движению автомобиля,
386
изменяет направление моментов на поворотных кулаках на об-
ратное, создавая эффект дестабилизации.

Момент, создаваемый продольным наклоном оси поворотного
шкворня. Если ось поворотного шкворня наклонена в продоль-
ной плоскости (см. рис. 194), то при повороте колеса из положения,
соответствующего прямолинейному движению автомобиля, воз-
никает момент или противодействующий или способствующий по-
вороту колеса.

Усилие, действующее в плоскости, перпендикулярной к оси
поворотного шкворня

G" == G sin X,
где X — угол продольного наклона оси поворотного шкворня.

Плечо действия силы G" относительно оси поворотного
шкворня

t2 = е cos Ф — rK sin X tg Ф,
где гк — радиус качения колеса.

При повороте колеса внутрь угол Ф принимаем положитель-
ным, а при повороте наружу — отрицательным.

Таким образом, момент относительно оси поворотного шкворня

М., = G sin X (е cos Ф — гк sin Л. tg Ф).	(230)

При положительном угле продольного наклона оси поворот-
ного шкворня момент уменьшается с увеличением угла поворота
колеса внутрь и возрастает с увеличением поворота колеса на-
ружу. Направления моментов М2, действующих при повороте
на поворотные кулаки правого и левого колеса, противоположны.
В положении колес, соответствующем прямолинейному движе-
нию автомобиля, моменты на поворотных кулаках уравновеши-
ваются.

При отрицательном плече обката поворот колеса из положения,
соответствующего прямолинейному движению автомобиля, из-
меняет моменты на поворотных кулаках по величине, а при обычно
используемых значениях геометрических параметров — и по на-
правлению.

Для определения статического стабилизирующего момента,
создаваемого наклоном оси поворотного шкворня в двух плоско-
стях, моменты, действующие на поворотный кулак, вычисленные
порознь для поперечного и продольного наклонов оси поворотного
шкворня описанным выше способом, могут быть суммированы
с учетом направления их действия.

Момент, создаваемый колесом, обкатываемым вокруг точки
пересечения оси поворотного шкворня с поверхностью дороги.
Момент, создаваемый колесом, обкатываемым вокруг точки пере-
сечения оси поворотного шкворня с поверхностью дороги, может
быть представлен в виде двух моментов: Мк — для преодоления
сопротивления качению колеса и Ма — для поворота колеса
относительно центра площади контакта шины (рис. 196).

13*	387
Момент, необходимый для преодоления сопротивления ка-
чению колеса, относительно точки пересечения оси поворотного
шкворня с поверхностью дороги

MK = /Ge,

где f — коэффициент сопротивления качению колеса; G — на-

грузка, приходящаяся на колесо.

Момент, необходимый для поворота колеса относительно
центра площади контакта шины, представляет собой интеграл

Рис. 196. Схема для
определения момента,
создаваемого колесом,
обкатываемом вокруг
точки пересечения оси
поворотного шкворня
с поверхностью дороги

элементарных сил трения на площади кон-
такта; поэтому

7И„ = cpGp,
где «р — коэффициент сцепления; р — ра-
диус инерции площади контакта шины.

В первом приближении площадь контакта
шины представляет собой окружность, а для
номинальной нагрузки шины можно допу-
стить, что диаметр этой эквивалентной ок-
ружности равен номинальной ширине про-
филя шины w. В этом случае

„ J W

р""" Т ~ 'Т ’

где J — полярный момент инерции площади
контакта; F — площадь контакта.

Таким образом,

р = 0,353®.	(231)

Можно принять полный момент, необхо-
димый для обката колеса,

Мя = pGA>,	(232)

если	k = | е2 р2,	(233)

а р — комбинированный коэффициент трения, зависящий от
отношения плеча обката е к ширине профиля шины w (или ра-
диусу инерции площади контакта), взятый по зависимости рис. 197.

Согласно зависимости при e/w = ос (чистое качение) р =
= / <0,0165, а при e/w =0 (поворот колеса относительно цент-
ра площади контакта шины — чистое скольжение) р = гр = 0,7.

Момент М3, необходимый для обката колеса неподвижного
автомобиля, возрастает с увеличением р и е, причем р уменьша-
ется с увеличением е. Отсюда следует, что для каждого конкрет-
ного случая существует значение е, при котором Л43 будет мини-
мальным. Это необходимо учитывать при выборе плеча обката е.
Надо считаться также и с тем, что с увеличением этого размера
возрастает нагрузка на подшипники поворотного шкворня. По-
388
ложительное плечо обката принимают равным 38—72 мм, а отри-
цательное —• не превышающим 12—18 мм. Направления момен-
тов Л43, действующих при повороте на поворотные кулаки правого
и левого колес, совпадают.

По сравнению с моментом, необходимым для обката колеса
неподвижного автомобиля, моменты, создаваемые поперечным
и продольным наклонами оси поворотного шкворня, относительно
невелики и при расчетах передаточного отношения рулевого при-
вода их можно не принимать во внимание.

Рис. 197. Комбинированный коэффициент тре-
ния для расчета момента, создаваемого коле-
сом, обкатываемым вокруг точки пересечения
оси поворотного шкворня с поверхностью до-
роги

Радиус рулевого колеса. Радиус рулевого колеса выбирают
в зависимости от типа и массы автомобиля, а также наличия уси-
лителя в рулевом управлении. Для особо малых и малых автомо-
билей радиус рулевого колеса составляет 190 мм, а для больших
автомобилей, не имеющих усилителя, достигает 225 мм.

Максимальное усилие, которое может приложить водитель
к ободу рулевого колеса в наиболее тяжелых условиях поворота —
на месте на дороге с сухим шероховатым покрытием, можно при-
нимать равным 200 Н, хотя учитывая то, что легковыми автомо-
билями часто управляют женщины, предпочтительнее не пере-
ходить предела 150 Н.

КПД рулевого механизма и рулевого привода. КПД рулевого
механизма легковых автомобилей составляет 75—80% при по-
вороте колес из положения, соответствующего прямолинейному
движению, и примерно на 10% меньше при возвращении их в пер-
воначальное положение. КПД рулевого привода можно принимать
равным 90%.

При КПД рулевого управления, меньшем 50%, помимо уве-
личения необходимого усилия на ободе рулевого колеса, рулевое
управление теряет обратимость, а вместе с ней пропадает и ста-
билизация управляемых колес и «ощущение дороги».

§ 107. Условие независимости углов поворота управляемых
колес от относительного положения колес
и подрессоренной части

Поскольку сошка вместе с рулевым механизмом связана с под-
рессоренной частью автомобиля, а рычаги рулевой трапеции —
с поворотными кулаками, рулевой привод должен^быть согласо-
389
ван с передней подвеской так, чтобы при изменении положения
колес по высоте по отношению к подрессоренной части из-за
увеличения или уменьшения нагрузки или колебаний подрессо-
ренной части, изменение угловых положении колес не имело
места или было минимальным. В ином случае при каждой встрече
колеса с дорожной неровностью на рулевое колесо будут переда-
ваться толчки, которые вызовут неприятные или даже опасные

перемещения рулевого колеса в руках водителя.

Геометрический критерий независимости угла поворота колеса

от перемещения его относительно

Рис. 198. Схема, поясняющая геометриче-
ский критерий независимости рулевого
привода от подвески

подрессоренной части можно
сформулировать следующим
образом. При разъедине-
нии шарового шарнира Н
(рис. 198) рычага рулевой
трапеции и при неизменных
угловых положениях сошки
рулевого механизма (маят-
никового рычага) и рычага
рулевой трапеции обе части
(точки) Нк и Нт этого шар-
нира должны иметь возмож-
ность описывать одинаковую
траекторию при одинаковом
вертикальном перемещении.

Тяга, соединяющая рычаг
рулевой трапеции с сошкой,

при перемещении относительно подрессоренной части может иметь
или одну (поворот колес) или две (поворот колес и прогиб подвески)
степени свободы. Во втором наиболее общем и обычном случае
требование независимости рулевого привода от подвески вообще
не выполняется. Поэтому приведенный выше геометрический кри-
терий независимости на практике заменяют требованиями, пере-
численными ниже в последовательности, соответствующей сте-

пени их влияния на независимость рулевого привода от под-
вески.

Для рассматриваемых углового положения сошки и относитель-
ного положения по высоте колеса и подрессоренной части авто-
мобиля необходимо следующее:

1)	совпадение обеих точек шарнира (это требование выполняется
во всех случаях и приведено по формальным соображениям);

2)	совпадение касательных к траекториям перемещения обеих
точек шарнира;

3)	совпадение центров кривизны траекторий перемещения обеих
точек шарнира;

4)	равенство третьих производных траекторий обеих точек
шарнира по вертикальной составляющей перемещения;

5)	равенство четвертых и выше производных траекторий обеих
точек шарнира по вертикальной составляющей перемещения.
Требования независимости были бы выполнены для всех отно-
сительных положений колеса и подрессоренной части, если бы
центры шарниров Н и С располагались соответственно на осях А
и Оу или В и 02 в плоскости перемещения оси поворотного шкворня.
Однако это практически не осуществимо.

При обычных схемах подвесок и рулевых приводов третье тре-
бование вообще является последним выполнимым требованием.
При удовлетворении первых трех требований для двух достаточно
удаленных положений (например, проектного положения и поло-
жения полного сжатия) влияние подвески на рулевой привод
обычно не выходит из допустимых пределов.

Рис. 199. К определению положения центра шарового шар-
нира сошки (маятникового рычага)

Все сказанное относительно требований обеспечения независи-
мости рулевого привода и подвески в равной мере относится к пря-
молинейному движению автомобиля и к движению по криволиней-
ной траектории, хотя в последнем случае выполнение этих требова-
ний имеет меньшее значение. Ниже на примере независимой
подвески на двух поперечных рычагах (рис. 199) показан способ вы-
бора положений центров шарниров сошки и рычага рулевой трапе-
ции, обеспечивающих приблизительную независимость рулевого
привода и подвески в широком диапазоне перемещений колеса по
высоте относительно подрессоренной части автомобиля.

Чтобы для заданных геометрических параметров направляю-
щего устройства подвески найти места распотожеппя центров
шаровых шарниров сошки и рычага рулевой трапеции, удовлетво-
ряющих трем первым требованиям, необходимо прежце всего для
двух достаточно далеко отстоящих друг от друга по высоте положе-
ний поворотного кулака найти мгновенные центры 0 и О' поворота.
Мгновенные центры 0 и О' поворота располагаются в точках пере-
сечения осей рычагов подвески для двух рассматриваемых положе-
ний. Далее учитывая компоновочные соображения и приведенные
выше теоретические зависимости, необходимо выбрать место центра
шарового шарнира Н рычага рулевой трапеции, а затем соединить
Точки И и Н' для двух рассматриваемых положений с соответ-
391
ствующими мгновенными центрами 0 и О' поворота кулака. В точке
пересечения этих прямых будет находиться искомый центр С
шарового шарнира сошки.

Найденный центр шарового шарнира без нарушения согласо-
ванности рулевого привода и подвески может быть перенесен
в любую точку перпендикуляра к плоскости траектории, восста-
новленного из найденной на схеме точки С. Если бы оказалось
возможным точку Н расположить на продолжении осей А или В
(см. рис. 198), то центр С располагался бы соответственно в точках
0} или 02 и рулевой привод был бы независимым от подвески
в условиях прямолинейного движения автомобиля.

Изложенный способ выбора положения центров шаровых шар-
ниров сошки и рычага рулевой трапеции может быть применен и
к случаю наклонного расположения оси качания верхнего рычага.
Для этого за точку 02 необходимо принять точку пересечения оси
качания верхнего рычага с плоскостью, перпендикулярной оси
качания нижнего рычага и проходящей через центр Н шарового
шарнира рычага рулевой трапеции в положении, соответствующем
прямолинейному движению автомобиля, а рассматриваемые поло-
жения точек В и Н определить с учетом угла наклона оси качания
верхнего рычага.

§ 108.	Компоновка рулевого привода
и его основные части

Компоновка рулевого привода. Наибольшее распространение
имеет заднее расположение рулевой трапеции, так как переднее
расположение часто конструктивно трудно осуществить из-за
того, что не удается обеспечить достаточный зазор между шаровым
шарниром рулевой трапеции и шиной или ободом колеса. Кроме
того, в этом случае рулевая трапеция оказывается незащищенной
поперечиной рамы или подрамника и рычагами подвески при на-
езде на дорожное препятствие в противоположность случаю заднего
расположения рулевой трапеции.

Предпочтение следует отдавать симметричным схемам привода,
например с двумя рычагами, оси которых лежат в плоскостях,
параллельных плоскости симметрии автомобиля (см. рис. 191, а).
При этом одинаковым углам поворота сошки в обе стороны соот-
ветствуют одинаковые углы поворота колес и одинаковые радиусы
поворота автомобиля.

При использовании маятникового рычага его ось и ось сошки
располагают параллельно друг другу и плоскости симметрии авто-
мобиля. С одной стороны, установка их под углом друг к другу не
необходима для получения требуемых углов поворота колес, а с дру-
гой — параллельное расположение рычагов, при котором траекто-
рии всех точек средней части рулевой трапеции представляют
собой дуги окружностей одинакового радиуса, дает возможность
при проектировании располагать центр шарового шарнира наруж-
392
ной части тяги в любой точке тяги по ее длине, почти не изменяя
зависимости между углами поворота обоих колес.

Расстояние осей качания сошки и маятникового рычага от оси
передних колес и плоскости симметрии автомобиля выбирают
в зависимости от общей компоновки автомобиля с учетом габарит-
ных размеров рулевого механизма, габаритных размеров и поло-
жения силового агрегата, а также формы лонжеронов рамы или
продольных балок основания несущего кузова; наклон плоскости
качания сошки, а следовательно, и маятникового рычага, сообра-
зуется с выбранным наклоном оси рулевого колеса и положением
его относительно сиденья водителя.

С точки зрения уменьшения влияния ошибки, получающейся
в результате несогласованности геометрических параметров руле-
вого привода и направляющего устройства подвески, целесообразно
рычаги рулевой трапеции принимать возможно длинными, чтобы
угол поворота поворотного кулака был минимальным при окруж-
ном перемещении шарового шарнира рычага рулевой трапеции.
Чтобы обеспечить надежное действие привода, углы, образуемые
тягами рулевой трапеции с сошкой и рычагом рулевой трапеции,
в крайних положениях по возможности должны быть не менее
35—40°.

В случае необходимости сошку и маятниковый рычаг изгибают,
чтобы получить необходимый зазор с лонжеронами рамы или про-
дольными балками основания несущего кузова. Крайние положе-
ния поворотных кулаков по высоте определяются непосредствен-
ным соприкосновением металла с металлом (отсутствие верхних и
нижних ограничителей подвески), а крайние угловые положе-
ния — упорами на поворотных кулаках и стойках или рычагах
подвески.

Для регулирования схождения колес тяги рулевой трапеции
(наружные тяги, если тяга состоит из трех частей) выполняют
состоящими из трубы и двух наконечников шаровых шарниров
с хвостовиками, снабженными правой и левой резьбой.

Усилитель рулевого управления. Усилитель рулевого управ-
ления позволяет уменьшить усилие на ободе рулевого колеса до
желаемого значения при сохранении общего угла поворота руле-
вого колеса от упора до упора в оптимальных пределах, а также
ослабить толчки, действующие на рулевое колесо при движении
автомобиля по плохой дороге.

При этом усилитель не должен нарушать стабилизацию управ-
ляемых колес и «ощущение дороги», пропорциональность между
моментом на поворотных кулаках и усилием на ободе рулевого
колеса, а также не увеличивать окружной свободный ход рулевого
колеса выше допустимых пределов. При выходе усилителя из строя
по любой причине рулевое управление должно сохранять работо-
способность.

На легковых автомобилях применяют гидравлические усили-
тели рулевого управления, состоящие из следующих основных
частей: рабочего цилиндра, клапана управления, обеспечивающего
следящее действие, насоса, бачка и радиатора. Исполнительный
орган — рабочий цилиндр может быть или объединен с рулевым
механизмом или установлен отдельно от него параллельно руле-
вому приводу.

Упругость рулевого привода и трение в шарнирах. Чтобы
ослабить передаваемые со стороны колес толчки, возникающие
в результате встречи колес с дорожными неровностями, а также
несогласованности рулевого привода и направляющего устройства
передней подвески, и действующие на руки водителя, рулевое
управление, с одной стороны, должно обладать некоторой сте-
пенью упругой податливости.

С этой целью в рулевой привод вводят специальный упругий
элемент в виде спиральной пружины, обычно используемый также
для автоматической компенсации износа шарового шарнира.

В спортивных автомобилях, где толчки не могут быть слишком
велики из-за относительно небольших неподрессоренных и вра-
щающихся масс, иногда применяют рулевые колеса с упругими
проволочными спицами, допускающими регулирование танген-
циальной жесткости.

С другой стороны, чрезмерная упругая податливость рулевого
привода нарушает точность управления, а главное из-за упругости
рулевой привод, связанный с поворотными кулаками, на которых
вращаются массы колес и тормозных дисков, превращается
в сложную колебательную систему. Под действием гироскопиче-
ских и инерционных моментов в этой системе могут возникнуть
автоколебания. Чтобы избежать этого, повышают частоту соб-
ственных колебаний рулевого привода увеличением жесткости
упругих элементов настолько, чтобы система была свободна от
вибраций во всем диапазоне рабочих скоростей автомобиля, но
степень передачи толчков к рулевому колесу при этом не превы-
шала приемлемой.

Для гашения колебаний, возникающих в рулевом приводе,
большое значение имеет трение. Помимо рулевого механизма силы
трения возникают также в шарнирах привода, где используются
пружинные устройства для компенсации износа шарниров и обеспе-
чения необходимой упругой податливости рулевого привода. В тех
случаях, когда силы трения, возникающие в рулевом механизме
и шарнирах, оказываются недостаточными, параллельно рулевому
приводу устанавливают гидравлический телескопический аморти-
затор. В рулевых механизмах типа шестерня — рейка из-за очень
высокого КПД, а также небольшого числа шарниров, иногда
применяют специальный тормозок, позволяющий регулировать
силу трения.

Упругие элементы рулевого привода, степень их затяжки и
допустимые деформации не могут быть выбраны на основе расчетов.
Их подбирают на опытном образце автомобиля в ходе дорожных
испытаний и доводки конструкции. При проектировании усилие
394
йружины шарнира тяги рулевой трапеции предварительно можно
принять равным 8—12% нагрузки, приходящейся на передние
колеса автомобиля при полной нагрузке.

Глава XXI

Проверка согласованности рулевого привода
и передней подвески

Выбранные геометрические параметры рулевого привода и передней
подвески должны быть проверены в отношении изменения угла
продольного наклона оси поворотного шкворня, угла развала
колеса, угла схождения колеса и поперечного перемещения точки
контакта колеса с поверхностью дороги от ее проектного положе-
ния в зависимости от положения колеса по высоте относительно
подрессоренной части автомобиля, а также в отношении зависимо-
сти угла поворота наружного колеса от угла поворота внутреннего
колеса. В этом перечне отсутствует угол поперечного наклона оси
поворотного шкворня, имеющий существенное значение для
устойчивости движения автомобиля, так как его изменение почти
точно соответствует изменению угла развала колеса.

Эти зависимости могут быть определены графическим или ана-
литическим методами. Графический метод отличается наглядно-
стью, но его недостатками являются большая трудоемкость и то,
что точность полученных результатов зависит от аккуратности
исполнения и имеющегося чертежного оборудования. Поэтому
графический метод обычно используют только при простых кине-
матических схемах и для определения отдельных частных зави-
симостей.

Применение аналитического метода особенно целесообразно при
возможности использования ЭЦВМ. Даже в наиболее сложных
случаях этот метод дает возможность после вывода необходимых
аналитических зависимостей, составления программы для ЭЦВМ и
получения типового решения для одного положения легко выпол-
нить такие же расчеты для нескольких последовательных положе-
ний колеса и одного или нескольких вариантов значений геометри-
ческих параметров.

§ 109.	Графический метод

Применение графического метода показано ниже на примере
независимой подвески на двух поперечных рычагах с параллель-
ным расположением осей качания и несимметричным рулевым
приводом (рис. 200). Предварительно для упрощения последую-
щего изложения рассмотрен частный случай определения взаимо-
связанных углов поворота двух рычагов с осями, произвольно
395
расположенными относительно друг друга, и соединенных тягой
с шаровыми шарнирами (сошка, рычаг поворотного кулака и
продольная тяга сошки).

Вверху слева на рис. 201 изображен вид сбоку рассматривае-
мого рулевого привода, а вверху в средине — вид сзади. Задача
заключается в отыскании углового положения рычага поворотного
кулака для заданного положения сошки и заданной длины тяги
сошки. По этим двум исходным проекциям привода строим левую
нижнюю проекцию, изображающую привод — вид сверху вдоле>

Рис. 200. Схема независимой передней подвески на двух
поперечных рычагах с параллельным расположением осей
качания и несимметричным рулевым приводом

оси поворотного шкворня. На этой проекции траектория центра
шарового шарнира рычага поворотного кулака представляет
собой дугу окружности. Для определения положения центра шаро-
вого шарнира сошки на этой проекции его необходимо спроекти-
ровать на нижнюю проекцию и отложить вдоль линии проекции
отрезок z/lt взятый со средней верхней проекции и равный расстоя-
нию от центра шарового шарнира сошки до плоскости, проходя-
щей через ось поворотного шкворня.

Для определения длины проекции тяги сошки в плоскости
перемещения центра шарового шарнира рычага поворотного
кулака строим правую верхнюю проекцию, изображающую рас-
сматриваемую часть привода в плоскости, параллельной продоль-
ной оси автомобиля и проходящей через ось поворотного шкворня.

Для построения этой проекции необходим угол продольного
наклона оси поворотного шкворня в плоскости, проходящей через
его ось,

X' = arctg tg X cos i],	(234)

где i] и X — углы наклона оси поворотного шкворня соответ-
ственно в поперечной и продольной плоскостях.
На этой проекции плоскость перемещения центра шарового
шарнира имеет вид прямой, перпендикулярной оси поворотного
шкворня. Для отыскания положения центра шарового шарнира
сошки на этой проекции его необходимо спроектировать на правую
верхнюю проекцию и отложить на прямой, являющейся следом
плоскости перемещения центра шарового шарнира, отрезок х1г
взятый с верхней левой проекции и равный расстоянию от центра
шарового шарнира сошки до плоскости, проходящей через ось
поворотного шкворня.

Рис. 201. Графическое определение угла поворота рычага поворотного кулака
для заданного угла поворота сошки:

1 — ось поворотного шкворня; 2 — ось вала сошки

Делая засечку из центра шарового шарнира на прямой, являю-
щейся следом плоскости перемещения центра шарового шарнира
сошки, радиусом, равным отрезку I — истинной длине тяги
сошки, можно найти длину проекции /jTnni в плоскости перемеще-
ния центра шарового шарнира. Наконец, на левой нижней проек-
ции из текущего положения центра шарового шарнира сошки
делаем засечку радиусом, равным отрезку llt и определяем соответ-
ствующее ему положение центра шарового шарнира рычага пово-
ротного кулака. После этого легко можно найти положения центра
шарового шарнира и на других проекциях.

Использование графического метода для нахождения углов
поворота наружного и внутреннего колес в их проектном положе-
нии по высоте показано на рис. 202, где попутно оценено изменение
угла схождения колеса при перемещениях его по высоте и поворо-
тах до упора.

Внизу на рис. 202 изображены виды сбоку и сзади всего узла
без учета угла продольного наклона оси поворотного шкворня;
выше расположены проекции правой и левой частей привода на
плоскости, перпендикулярные к осям поворотных шкворней,
а еще выше — проекция на плоскость дороги. Принятый здесь так

называемый американский способ расположения проекций позво-
ляет сократить длину проектирующих линий; при этом повышается
точность построения, а чертеж становится более удобным для
понимания.

После изображения всех исходных данных (осевых линий,
линии поверхности дороги и т. д.) строим траектории перемещения
центров шаровых шарниров сошки и рычагов рулевой трапеции.
Для этого на виде сбоку в двух проекциях наносим траекторию
центров шаровых шарниров сошки. Эта траектория при взгляде
вдоль оси качания сошки представляет собой дугу окружности,
а при взгляде сбоку — отрезок прямой; на виде сзади траектория
перемещения центров шаровых шарниров сошки проектируется
в виде дуги эллипса. Затем траектории центров шаровых шарниров
сошки строим на плоскостях, перпендикулярных осям поворотных
шкворней обоих колес, для чего используем следы вертикальной
плоскости, проходящей через ось передних колес.

Траектории центров шаровых шарниров рычагов рулевой
трапеции сначала наносим на плоскостях, перпендикулярных осям
поворотных шкворней, где эти траектории имеют вид дуг окруж-
ности, которые на виде сзади изображаются прямыми, а на виде
сбоку — дугами эллипса. В проекции на плоскость дороги траек-
тории центров шаровых шарниров рычагов рулевой трапеции
условно для упрощения также изображаются дугами окружности.

В качестве независимой переменной при построении используем
угол поворота сошки, отсчитываемый от положения, соответствую-
щего прямолинейному движению автомобиля, и определяем соот-
ветствующие ему углы поворота внутреннего и наружного колес.
Чтобы излишне не усложнять чертеж, на видах сбоку и сзади
нанесены только точки, соответствующие центру шарового шар-
нира левого колеса.

Дугу полного перемещения центра шарового шарнира сошки
делим на четное число равных частей, в данном случае на восемь;
получающиеся при этом точки нумеруем: /7, 3, 2, 1, С, 4, 5, 6, Л.
При этом точка С соответствует прямолинейному движению автомо-
биля, точки 1,2, ЗиЛ— повороту автомобиля вправо, а точки
4, 5, 6 и Л— повороту влево. Штрихом при номере точки отмечаем
наружное колесо.

С вида сбоку точки проектируем на вид сзади, а с вида сзади —
на плоскость, перпендикулярную оси поворотного шкворня. Далее
на виде сзади для каждой точки, отмеченной на траектории центра
шарового шарнира сошки, определяем длину проекции тяги
рулевой трапеции в плоскости, перпендикулярной оси поворот-
ного шкворня, используя для этого описанный выше способ.
Длину проекции тяги используем для определения положения
центра шарового шарнира на плоскости, перпендикулярной оси
поворотного шкворня, делая засечки из соответствующей точки
траектории центра шарового шарнира сошки на дуге окружности,
изображающей траекторию центра шарового шарнира рычага
рулевой трапеции. Полученные при этом точки проектируем на
вид сзади на плоскость перемещения центра шарового шарнира
рычага рулевой трапеции, а оттуда — на схему поворота колес
в плоскости дороги.

Пример такого построения приведен для точки 6 левого колеса.
Повторив такое же построение для правого колеса, можно найти
соответствующие угловые положения для центра шарового шар-
нира рычага рулевой трапеции правого колеса.

Получающиеся в результате построения углы поворота колес
можно сравнить с углами, удовлетворяющими теоретически
правильной зависимости (225) для автомобиля с жесткими коле-
сами. Для этого из точек, соответствующих пересечениям осей
поворотных шкворней с поверхностью дороги на верхней проекции,
проводим дуги окружности радиусом, равным длине рычагов руле-
вой трапеции. На них засечками переносим точки, которые опре-
деляют угловые положения поворотного кулака, соответствующие
найденным выше положениям П, 3, 2, 1, С, 4, 5, 6, Л центров шаро-
вых шарниров рычагов рулевой трапеции. При этом для внутрен-
него колеса (левого на чертеже) углы поворота откладываем так,
как будто колесо также является наружным по отношению к центру
поворота. Для упрощения начальные углы схождения колес
приняты равными нулю.

Далее через найденные таким образом точки проводим лучи из
точек пересечения осей поворотных шкворней с поверхностью
дороги. Точки пересечения соответствующих лучей соединяем
плавной кривой ЕХ. Из точки Е— средины расстояния между точ-
ками пересечения осей поворотных шкворней с поверхностью
дороги—проводим прямуюЕУпод углом arctg-^- к продольной оси.
Углы между прямой, соединяющей точки пересечения осей пово-
ротных шкворней с поверхностью дороги и лучами, проведенными
из этих точек к одной из точек на прямой EY, представляют собой
взаимосвязанные углы поворота колес, удовлетворяющие зависи-
мости (225).

Таким образом, расхождение между кривой ЕХ и прямой EY
является мерой отклонения действительных углов поворота колес
от теоретически правильной зависимости для автомобиля с жест-
кими колесами. На рис. 202 показана величина расхождения
ДФ„ между действительным и теоретическим углами поворота
наружного колеса автомобиля с жесткими колесами при угле
поворота внутреннего колеса Фв, соответствующем положению 6
сошки. Из-за несимметричности рассматриваемого привода такую
же проверку необходимо сделать и для поворота автомобиля
вправо.

Для оценки изменения угла схождения во всем диапазоне
перемещений колеса по высоте и при поворотах до упора на виде
сзади для левого колеса наносим траектории центра шарового
шарнира рычага рулевой трапеции в положении, соответствующем
400
прямолинейному движению автомобиля (точка С) и в обоих край-
1их положениях (точки П и Л).

Для каждой точки строим две круговые траектории: одну опи-
сываем радиусом из соответствующей точки траектории центра
шарового шарнира сошки, а другую строим, определяя положения
центра шарового шарнира для различных положений стойки пово-
ротного кулака по высоте при неизменном угловом положении
поворотного кулака. Расстояние между дугами, измеренное парал-
лельно плоскости перемещения центра шарового шарнира рычага
рулевой трапеции, определяет величину дополнительного пово-
рота колеса.

ПО. Аналитический метод

Применение аналитического метода показано на примере неза-
зисимой бесшкворневой подвески на двух поперечных рычагах
: осями качания верхнего и нижнего рычагов, лежащими в пло-
скостях, параллельных плоскости симметрии автомобиля, но не
параллельных друг другу, и
асимметричным рулевым при-
водом (рис. 203). В этом мето-
це использован тот же общий
подход и те же допущения,
которые были использованы

в гл. XVIII для
ния показателей
ющего устройства
телескопической
подвески. Чтобы
действий с очень

Рис. 203. Схема бесшкворневой независи-
мой передней подвески на двух попереч-
ных рычагах с осями качания, лежащими
в плоскостях, параллельных плоскости
симметрии автомобиля, но не параллель-
ных друг другу, и с симметричным руле-
вым приводом

определе-
направля-
рычажно-
передней
избежать

сложными

зависимостями, неизбежными
при выражении окончатель-
ных значений искомых пара-
метров в общей форме через
геометрические параметры
кинематической схемы и при-
нятые независимые перемен-

ные, применен метод последовательного определения числовых
значений для всех промежуточных величин.

Основную систему координат принимаем связанной с подрессо-
ренной частью автомобиля. При этом делаем следующие допуще-
ния: система координат вместе с подрессоренной частью при всех
положениях колес по высоте не изменяет своего углового положе-
ния по отношению к поверхности дороги; в проектном положении
по высоте угол схождения колес равен нулю.

В качестве координатных плоскостей используем: вертикаль-
ную плоскость X0Z — плоскость симметрии автомобиля, верти-
кальную плоскость Y0Z, проходящую через ось передних колес
в положении, соответствующем прямолинейному движению авто-
мобиля, и произвольную горизонтальную плоскость XOY, иногда
проходящую через горизонтальные участки лонжеронов рамы или
продольных балок основания несущего кузова.

Упрощения аналитических выводов достигаем также примене-
нием вспомогательных систем координат, неподвижных и подвиж-
ных относительно основной системы координат, с осями, парал-
лельными осям основной системы координат. Начала вспомога-
тельных систем координат выбираем так, чтобы обратить в нуль
координаты некоторых точек. С той же целью упрощения расчетов
в качестве независимой переменной вместо положения колеса по
высоте относительно подрессоренной части используем положение
по высоте центра шарового шарнира нижнего рычага (точка Л),
а координаты точки контакта колеса с поверхностью дороги опре-
деляем в ходе расчета так же, как и координаты других точек.

При вычислении углов поворота внутреннего и наружного колес
за независимую переменную принимаем угол поворота сошки,
а не одного из колес. Знаки координат и надлежащие корни квад-
ратных уравнений выбираем каждый раз сообразно приведенным
ниже схемам и компоновочному чертежу.

Предварительно расчетами или непосредственными замерами
на компоновочном чертеже устанавливаем значения следующих
исходных данных:

координат точек 0ъ 02 и 03, соответствующих началам непод-
вижных вспомогательных систем координат, относительно основ-
ной системы координат (см. рис. 203 и 206);

углов наклона а, (3 и у осей качания рычагов к оси X (см.
рис. 203);

длин плеч рычагов гА (см. рис. 204), гв (см. рис. 205) и гс
(см. рис. 207);

радиуса качения колеса гк;

длин отрезков b, f, g, j (см. рис. 208), I, h (см. рис. 209), т, d
(см. рис. 210) и a, w (см. рис. 212);

угла 6 между осями цапфы поворотного кулака и рычага руле-
вой трапеции в плоскости, перпендикулярной оси поворотного
шкворня;

проектного положения по высоте точки А — центра шарового
шарнира нижнего рычага — относительно неподвижной вспомо-
гательной системы координат с началом в точке (см. рис. 211);

максимальных ходов сжатия и отбоя;

максимальных внутреннего и наружного углов поворота ко-
леса.

Расчет начинаем с определения координат точки А. За начало
неподвижной вспомогательной системы координат принимаем
точку 0г пересечения оси качания нижнего рычага с плоскостью
перемещения центра шарового шарнира (рис. 204). За начало
отсчета угла 6£ поворота рычага выбираем 'линию пересечения
плоскости X0±Y с плоскостью перемещения центра^ шарового
402
шарнира (ось К). При этом координаты текущего положения
[точки А определяются следующими зависимостями:

х = rA since sin 0Х; y — rAcosi\; z = rA cos a sin 01.	(235)

Для текущего значения z = zAOi определяем соответствующий
I ему угол 0Ь а по нему, используя выражения (235), — координаты
Хди и Уао1- Найденные значения координат пересчитываем на
неподвижную вспомогательную систему координат с началом
в точке 02. Полученные значения координат обозначаем хдо?,
[1/лй2 и гАо2-

Рис. 204. Схема для определения
координат центра Л шарового шар-
нира нижнего рычага

т

Рис. 205. Схема для определения
координат центра В шарового шар-
нира верхнего рычага

Для определения координат точки В—центра шарового шарнира
верхнего рычага — за начало неподвижной вспомогательной си-
стемы координат принимаем точку 02 пересечения оси качания
верхнего рычага с плоскостью перемещения центра шарового
шарнира (рис. 205). За начало отсчета угла 02 поворота рычага
выбираем линию пересечения плоскости X02Y с плоскостью пере-
мещения центра шарового шарнира (ось У). При этом координаты
текущего положения точки В определяются следующими зависи-
мостями:

х = rB sin р sin 0.,; у =^rB cos 02; z = rB cos Р sin 02.	(23б)

Уравнение расстояния между точками А и В имеет вид

(х — хА0.,у -}-(// — Уао1)2 4~ (z ~' гАо^ = Ь2.	(237)

После замены в уравнении (237) х, у и г выражениями (236)
и его преобразования, получаем квадратное уравнение, решение
которого дает

Sine. = ^*^+5--.	(238)

L2 + .И2

где L = 2гв(хло2 sin р 4-cos Р); М = 2гвуА02\

2,2	,2	,2	.2

Д' = Гв 4“ ХА02 4~ УАО2 4’ zA02 — Ь •
Для найденного значения 0.2 по выражениям (236) определяем
соответствующие ему значения координат Хвог, у во г и гвог-
Далее значения координат точки В пересчитываем на подвижную
вспомогательную систему координат с началом в точке А. Получен-
ные значения координат обозначаем хВА, yDA, zBA.

Рис. 206. Схема рулевой трапеции:

1 и 2 — соответственно рычаг и тяга рулевой трапеции; 3 — маятнико-
вый рычаг; 4 — сошка

Рис. 207. Схема для определе-
ния координат центра С шарово-
го шарнира тяги рулевой тра-
пеции

Из-за параллельного расположения сошки и маятникового
рычага все точки тяги рулевой трапеции, в том числе и центр
шарового шарнира С, описывают дуги окружности радиусом гс,
равным длине сошки (рис. 206). Точка С перемещается по дуге
окружности относительно точки 03,
которая представляет собой точку
пересечения оси качания вообра-
жаемой сошки (воображаемого маят-
никового рычага) с плоскостью пере-
мещения центра шарового шарнира
тяги рулевой трапеции.

За начало неподвижной вспомо-
гательной системы координат при-
нимаем точку 03(рис. 207). За начало
отсчета угла 03 поворота воображае-
мой сошки выбираем линию пере-
сечения плоскости X03Z с плоскостью
перемещения центра шарового шар-
нира. При этом координаты теку-
щего положения точки С опреде-
ляются следующими зависимостями:

х = rc sin у cos 03; у = rc sin 03; z = rc cos у cos 63.	(239)

Для текущего значения 03 по выражениям (239) определяем
соответствующие ему значения хСоз, Усоз и zC03. Далее значения
координат точки С пересчитываем на подвижную вспомогательную
систему координат с началом в точке А. Полученные значения
обозначаем хСА, yCA, гСА.
Затем, используя пропорции, определяем координаты точки F
(рис. 208) пересечения оси цапфы поворотного кулака с осью
поворотного шкворня, точки G пересечения перпендикуляра,
опущенного из центра колеса D, и точки J пересечения перпенди-
куляра, опущенного из центра шарового шарнира Н рычага руле-
вой трапеции на ось поворотного шкворня, относительно подвиж-
ной вспомогательной системы координат с началом в точке А.

Рис. 208. Схема поворотного ку-
лака

Рис. 209. Схема для определения
координат центра И шарового шар-
нира рычага рулевой трапеции

Зависимости для определения координат следующие:
точки F

xFA = xBAf/b;	yFA=yBJlb\	zFA = zBAflb\	(240)

точки G

xGA=^xBAglb-,	yGA = tJBAglb-,	zGA = zBAg/b;	(241)

точки J

xja = Хвл!/Ь',	yjA = yBAi/b‘,	zJA = zBAj/b.	(2 42)

Координаты точки H — центра шарового шарнира рычага
рулевой трапеции — определяем совместным решением: уравне-
ния плоскости, проходящей через точку Н (или J) и перпендику-
лярной оси поворотного шкворня (прямой АВ или Л J); уравнения
для расстояния между точками С и Н; уравнения для расстояния
между точками А и Н.

Для подвижной вспомогательной системы координат с началом
в точке А (рис. 209):

уравнение плоскости, проходящей через точку J и перпендику-
лярной прямой AJ, имеет вид

xja (х ~ xja) + Fja {У ~ Fja) + Zja (г - zJA) = 0;	(243)

405
уравнение для расстояния между точками С и 11 имеет вид
(* - хсд)2 + {у - Уса)2 4~ (* - *сл)2 = /2;	(244)

уравнение для расстояния между точками А и Н имеет вид
№ ^2 _|_ 2г = h2.	(245)

После подстановки
9,9,9	•*>

XJA 4* yJA 4“ Z~JA — I

уравнение (243) примет вид

xjax + yJAy + zjaz = J2-	(246)

Систему уравнений (244), (245) и (246) приводим к одному урав-
нению второй степени

(Q2 + 1 + Q2S2 + Т2 - 2QST) у2 +

+ 2 (—PQ - PQS2 -4- QSR - TR + PST) у 4-

+ (Р2 4- R? + P2S2 - 2PSR -U) = 0,	(247)

/2 к2 (J2 I „2 I ,2 \ । о ZCA Л

1	~h (*СЛ + Уса + zca) +2	1

где Р = ------------?-----------------—--- ;

У}А z	Уса	;2	х	и

Q =-------; R = -L- ; S =	7' = -^-;	=

„ ZCA	„	ZJA	ZJA	ZJA

JA ,	XCA

JA

После подстановки значений xJA, yJA, zJA, xCA, Уса, zca<
j, I, h и решения уравнения (247) находим значение у, а по нему х
и г. Полученные значения координат обозначаем хНА, уНА, гНА.

Для определения угла в между осью рычага рулевой трапеции
и продольной плоскостью автомобиля используем подвижную
вспомогательную систему координат с началом в точке А. В этой
системе координат уравнение плоскости, проходящей через ось X
и точки А и В имеет следующий вид:

гвлУ — Ува2 = О-

Уравнение плоскости, проходящей через точки А, В и Н,
имеет вид

(УвАгНА — 2ваУна) х 4- (,zbaxha ~~ xbazha) У 4" (хваУна — Увахна} 2 = 0

Угол между плоскостями определяем из зависимости

cose =	?дл (zbaxha~xbazha) ~Ува (хваУна ~ Увах на)	.	(248)

]/~zba 4- Ува х

х I (Ув \zha ~ 2ваУна)2 4“ (zbaxha ~ xbazha)2 4- (хваУна Увахна)2
Координаты точки D центра колеса определяем совместным
решением: уравнения плоскости, проходящей через точку D
(или G) и перпендикулярной оси поворотного шкворня (прямой
ДВ или AG)-, уравнения для расстояния между точками Н и D\
уравнения для расстояния между точками А и D.

Для подвижной вспомогательной системы координат с началом
в точке А (рис. 210):

уравнение плоскости, проходящей через точку G и перпенди-
кулярной прямой AG, имеет вид

xga (х - xGA) + yGA'(y — усл) + zGA[(z — zGA) = 0;Т [(249)

Рис. 210. Схема для определения коор- Рис. 211. Схема для определе-
дииат центра D колеса	ния координат точки К. контакта

колеса с поверхностью дороги

уравнение для расстояния между точками Н и D, имеет вид
(л' - хНА)2 + (у - унл)2 4- (г - zflA)2 = т2;	(250)

уравнение для расстояния между точками А и D, имеет вид

xa + «/2 + z2==d2.	(251)

После подстановки

о , п ,	9	*?

хса + Уса 4~ zca = g"

уравнение (249) примет вид

xgax 4~ УсаУ + zgaz = g“-	(252)

Дальнейший ход решения такой же, как и при решении системы
уравнений (244), (245) и (246). Полученные значения координат
обозначаем xDA, yDA, zDA.

Координаты точки К контакта колеса с поверхностью дороги
определяем совместным решением уравнения плоскости, проходя-
щей через точки D и F и параллельной оси Z, уравнения прямой,
проходящей через точку D и перпендикулярной прямой DF, и
уравнения для расстояния между точками D и Д’.

За начало подвижной вспомогательной системы координат
принимаем точку/) (рис. 211).
Найденные выше для точки F значения координат xFA, yFA,
zFA, пересчитываем на подвижную вспомогательную систему
координат с началом в точке D. Полученные значения координат
обозначаем xFn, yFD, zFD.

Для подвижной вспомогательной системы координат с началом
в точке D:

уравнение плоскости, проходящей через точки D и F и парал-
лельной оси Z, имеет вид

Уррх — xFi>y = 0;	(253)

уравнение прямой, проходящей через точку D и перпендику-
лярной прямой DF, имеет вид

xfdx + УррУ Д zfpz — 0;

(254)

уравнение для расстояния между точками D и К имеет вид
x2 + z/2 + z2 = r“.	(255)

Решение системы уравнений (253), (254) и (255) дает

____________________Гк___________________

/I XFP )2 I д I / ХРР . УрР \

\ Ufp /	\ ZFD Урр ZFP I

\ / \ /

(256)

Подстановкой значений xFD, yFD, zFD и гк в уравнение (256)
находим значение координаты у, по которому определяем значения
и двух других координат х и z. Полученные значения координат
обозначаем xKD, yKD и zKD. Значения координат точки К пере-
считываем на подвижную вспомогательную систему координат
с началом в точке А. Полученные значения координат обозначаем
хк4, Ука> zka- Далее значения координат хКА, уКА, zKA пересчи-
тываем на неподвижную вспомогательную систему координат с на-
чалом в точке 0г. Полученные значения координат обозначаем
хКо/ > У Koi > zKOi •

Координаты точки I пересечения оси поворотного шкворня
с поверхностью дороги определяем совместным решением уравне-
ния прямой, проходящей через точки А и В и уравнения плоскости,
проходящей через точку К и параллельной плоскости XOrY. За
начало неподвижной вспомогательной системы координат при-
нимаем точку 0г.

Найденные выше для точки В значения координат хВ02, уво2,
Zbo2 пересчитываем на неподвижную вспомогательную систему
координат с началом в точке 0t. Полученные значения координат
обозначаем Хвор Увор Zboi-

Для неподвижной вспомогательной системы координат с
началом в точке

уравнение прямой, проходящей через точки А и В, имеет вид

х ~ xAoi  У ~ Уао1  2 — zaoi .	(257)

ХВО1 ~ ХАО1 УвО1 ~ УаО1 ZBOI гАО!
уравнение плоскости, Проходящей через точку К и параллель-
ной плоскости XOtY имеет вид

Z---2^01 = 0.

(258)

Решение системы уравнений (257) и (258) дает

X _	гЛ0/  zB0/ ~~ zA01  У =	(УВО1	УА01) + У леи,  гВ01 гА01  Z = Zkoi-	(259)

Полученные значения координат обозначаем xIOi, yl0!, zI0l.
Координаты точки W текущего положения точки К контакта
колеса с поверхностью дороги при проектном положении колеса
по высоте, используемые для определения мгновенного центра
подвески, находим из условий
постоянства расстояний точки W
отточек D, А и В (рис. 212).

Для неподвижной вспомога-
тельной системы координат
с началом в точке 0х:
уравнение для расстояния
между точками W и D имеет
вид

(х — X DO if + (у — У DO if +

+ (z — Zdoi) — fKi (260)
уравнение для расстояния
между точками W7 и А имеет
вид

(х — XaoiY -j-(y — Уао/У +

+(z — zAoi)2 = а2;	(261)

уравнение для расстояния
между точками W и В имеет
вид

Рис. 212. Схема для определения траек-
тории перемещения точки W (точка кон-
такта колеса с поверхностью дороги при
проектном положении колеса по вы-
соте)

(х — Xboi)2 (У — Уво/)2 + (z — Zboi )2 — 12,2 	(262)

Из-за нелинейности этой системы уравнений для ее решения
применяем метод итераций, при котором левые части уравнений
раскладывают в ряд Тэйлора для функции трех переменных, а из-
менение каждой переменной (х, у, г) относительно ее последнего
вычисленного значения (хх, yr, zx) находят способом последова-
тельных приближений.
Ё результате разложения левой части уравнения (260) по
степеням (х —хх), (у —у^, (z —zx) получаем

(X — Хд0/)2 + (у — yD0l)2 + (z — ZD01)2 =

= [(*! — xD0/)2 4“ (t/1 — УОО/)2 4“ (Zx — Zf)0/)2] 4"

+ [ лг2	- Xdo^+Чг12	+ Чг12 <z‘ - Zdo '> ] +

+ [—i|X-a 2 + %У1)2 2 4-2] + .. •

Если из-за малости пренебречь членами, содержащими
(х —хх)2, (у —ух)2 и (z —zx)2, то уравнение (260) после преобразова-
ния примет вид

(Х1 — XDoi) х 4- (t/i — yDOt) у 4- (Zi — zDoi) z 4-

4" ~2 [(-*1 ~ XD0/)2 4~ (1/1 — yDOl)2 4* (Z1 — ZD01)2} —

— 1(X1 — xDoi) Xi 4- (yi — yD0I) yx 4- (Zi — Zdoi) Zi ] — d = o. (263)

Аналогично преобразуем уравнения (261) и (262). Тогда
(*i — хА01) х 4- (г/! — уА01) у 4- (zi — zA0I) z 4-

4- 4- [(*1 — xAot)2 4- (yi ~ УА01)2 4- (21 — Zao/)2] —

— [(*1 — Xao/) Xi 4- (yi — yAOI) У1 4- (Zi — ZAO1) Zi] — 4- fl2 = 0; (264)

(Xi — xBOI) X 4- (z/1 — Уво/) У 4- (21 — zBoi) Z 4-

4" ~2 KX1 -' XB01)2 4- G/l — Уво/)2 4“ (Z1 — ZB0/)2] —

— [(*1 — хво/) Xi 4- (t/1 — Уво/) У\ 4- (21 — Zboi) Zi] — 4- W2 = 0. (265)

Для нахождения значений x, у, z в первом приближении хх, ylt
гх принимаем равными соответственно x^oi, Укоь zkoi (начальные
значения координат точки W). Решением системы уравнений
определяем значения х, у, г, которые в качестве второго приближе-
ния подставляем взамен х, у, z в уравнения (263), (264), (265) и т. д.
до достижения необходимой точности. Полученные значения
координат обозначаем x^oi, ywoi, z^oi-

После того, как будут найдены значения координат всех необ-
ходимых точек и угла между осью рычага рулевой трапеции и
продольной плоскостью автомобиля, определяем искомые пара-
метры:

угол продольного наклона оси поворотного шкворня (строго
говоря угол 1' в плоскости, проходящей через ось поворотного
шкворня)

X = arcsin ;	(266)
угол развала колеса

ф = arcsin ;	(267)

угол поворота (схождения) колеса

Ф = 6 - (90° ± е);	(268)

поперечное перемещение точки контакта колеса с поверхностью
дороги относительно проектного положения

== (£/К0/)текущ	(уKOl) проект»	(269)

расстояние между точками пересечения осей поворотных
шкворней с поверхностью дороги

p —	~\-yioi),	(270)

Рис. 213. Зависимости угла А продольного
наклона оси поворотного шкворня, угла
развала колеса, угла Ф схождения колеса
и поперечного перемещения Аг точки кон-
такта колеса с поверхностью дороги от по-
ложения колеса по высоте

где уою — координата точ-
ки 0г начала неподвижной
вспомогательной системы ко-

Рис. 214. Зависимость угла Фн по-
ворота наружного колеса от угла Фв
поворота внутреннего колеса

ординат относительно основ-
ной системы координат с на-
чалом в точке 0.

Расчеты следует проводить для последовательных положений по
высоте центра шарового шарнира нижнего рычага через 10 мм, и
для последовательных угловых положений сошки через 3°.

Для оценки кинематической схемы передней подвески и руле-
вого привода интерес представляют условия перемещения колеса
по высоте при неизменном положении сошки, соответствующем
прямолинейному движению автомобиля, и условия поворота сошки
при неизменном проектном положении колес по высоте.

В соответствии с этим результаты расчетов представляют
в форме:

графика зависимости от положения колеса по высоте (рис. 213) —
угла продольного наклона оси поворотного шкворня, угла
развала колеса, угла схождения колеса и поперечного перемеще-
ния точки контакта колеса с поверхностью дороги. При построе-
нии этого графика в качестве независимой переменной принимаем
положение по высоте точки К контакта колеса с поверхностью
дороги относительно неподвижной вспомогательной системы коор-
динат с началом в точке 0г. Начальное положение определяется
соответствующей проектному положению точки А координатой
(zaoi)проект»

графика зависимости угла поворота наружного колеса от угла
поворота внутреннего колеса (рис. 214). Для оценки кинематиче-
ской схемы рулевого привода этот график можно дополнить
кривой, соответствующей теоретически правильной зависимости
(225) между углами поворота наружного и внутреннего колес для
автомобиля с жесткими колесами.

§ 111. Угол поворота колеса в плоскости дороги

Значения углов поворота внутреннего и наружного колес,
определенные по формулам (268) и (225), не идентичны. Углы
в формуле (268) относятся к плоскости, перпендикулярной оси
поворотного шкворня, а в формуле (225) —к плоскости дороги.
Для определения угла поворота колеса в плоскости дороги по
заданному углу поворота относительно оси поворотного шкворня,
наклоненной в продольной и поперечной плоскостях автомобиля,
за начальное положение поворотного кулака принимаем такое
положение, когда он находится в вертикальной плоскости, прохо-
дящей через ось поворотного шкворня, что соответствует отсут-
ствию угла продольного наклона оси поворотного шкворня. Угол
схождения колеса не учитываем.

Проекцию угла поворота поворотного кулака на плоскость
дороги при угле продольного наклона оси поворотного шкворня,
равном нулю, определяем по схеме, показанной на рис. 215.
Пусть заданы: угол поперечного наклона оси поворотного шкворня
i]o и размеры п и q, определяемые по компоновочному чертежу
передней подвески и рулевого привода. Требуется найти зависи-
мость угла Ф поворота поворотного кулака относительно оси
поворотного шкворня от угла ? поворота колеса в плоскости дороги
(проекция угла Ф на плоскость дороги). Из схемы следует:
xD =xrD — n sin Ф; yD = y'D cos т]0 = n cos Ф cos i]0; k = q sin

Отсюда

»ли  <27,)

Чтобы перейти от общего случая положения оси поворотного
шкворня к случаю, когда отсутствует угол продольного наклона,
необходимо по углам т) поперечного и Л продольного наклонов
определить угол £0 между двумя вертикальными плоскостями,
412
[перпендикулярной плоскости симметрии автомобиля YOZ и
•проходящей через ось поворотного шкворня и угол т|0 наклона оси
поворотного шкворня в последней плоскости (рис 216). Из триго-
нометрических соотношений следует

cos

cos n

•io = —7~	;

-)tgI 2Zcos24

cos t — tg

(272)

Рис. 215. Схема для определения за-
висимости угла поворота колеса в пло-
скости дороги от угла его поворота
относительно оси поворотного шкворня
при отсутствии ее продольного на-
клона

Рнс. 216. Схема для определения углов
начального положения поворотного
кулака

Для определения начального угла поворота поворотного кулака
। Фо, соответствующего углу . £0, необходимо решить уравнение
' (271) относительно Ф. При этом получаем

I cos Фо =

I —К1—COS2 1|0COSllo±ctgX (cos2i)04-ctg2L0)—(1—COS2i]0)

I	cos2<]0 + ctg2?0

(273)

Для общего случая наклона оси поворотного шкворня в попе-
|речной и продольной плоскостях ход вычислений должен быть
(следующим. Используя заданные значения т), X, п и q, определяем
[углы £0 и т]0 начального положения оси поворотного шкворня по
(выражениям (272) и угол Фо по выражению (273).
Заданный угол Ф, отсчитываемый от положения, соответствую-
щего прямолинейному движению автомобиля, пересчитываем
с использованием Фо на начальное положение. Пользуясь пересчи-
танным значением угла Ф, по выражению (271) можно определить
соответствующее ему значение t- Полученное значение угла
отсчитываемого от начального положения, пересчитываем с исполь-
зованием £0 на положение, соответствующее прямолинейному
движению автомобиля.

Допустимые значения некоторых из найденных выше парамет-
ров были приведены ранее в соответствующих главах. Однако,
учитывая широкий диапазон изменения взаимосвязанных пара-
метров, таких как упругие свойства шин, распределение нагрузки
между передними и задними колесами, углы поперечного и про-
дольного наклонов оси поворотного шкворня и развала колеса и
т. д., рекомендуется сделать анализ геометрических параметров
близкого по типу подвески, шин и рулевого привода, проверенного
эксплуатацией автомобиля, найти для этого автомобиля такие же
величины и использовать их в качестве эталона.

Глава XXII

Построение контуров кожухов колес и проемов
в крыльях или боковинах кузова

Для построения контуров кожухов колес и проемов в крыльях
или боковинах кузова необходимо предварительно решить две
задачи:

найти положение колеса для предельного подъема, а для перед-
него колеса —и для предельных углов поворота;

построить сечения колеса с поверхностью крыла или другими
поверхностями.

§ 112. Предельные положения переднего
и заднего колес

При решении первой задачи для передней и задней независи-
мых подвесок можно воспользоваться результатами аналитиче-
ского расчета или графического построения (см. гл. XVIII и XXI).
При этом для передней подвески можно использовать значения
координат, определяющих положение оси поворотного шкворня,
а для задней —оси колеса, относительно системы координат,
связанной с подрессоренной частью.

Предельные положения колеса по высоте принято определять
при отсутствии верхнего ограничителя подвески и непосредствен-
ном соприкосновении металла с металлом, а по углу поворота пе-
реднего колеса — при упоре в ограничители поворота.

414
При задней подвеске с неразрезной балкой и рычажным направ-
яющим устройством не возникает новых задач. Задача определе-
1ИЯ предельных положений задних колес при неразрезной балке,
юдвешенной на продольных полуэллиптических рессорах, значи-
ельно менее определенна в связи с тем, что задний мост в этом
лучае имеет несколько степеней свободы. Задний мост может
перемещаться поступательно при одинаковых деформациях обеих
рессор или перекашиваться при одинаковых, но разнонаправлен-
ных деформациях обеих рессор или, наконец, могут сочетаться оба

Рис. 217. Возможные
случаи относительного
положения заднего мо-
ста с неразрезной бал-
кой, подвешенного на
продольных полуэл-
липтических рессорах
и подрессоренной ча-
сти автомобиля



этих вида перемещений. При движении автомобиля по криволиней-
ной траектории с высокой скоростью под действием бокового уси-
лия задний мост может смещаться вбок за счет поперечной податли-
вости рессор и их соединений.

Кроме того, при прогибад рессор задний мост перемещается
в продольном направлении от своего проектного положения (см.
гл. XVII). При различных величинах прогибов правой и левой
рессор это сопровождается поворотом заднего моста в горизонталь-
ной плоскости.

Учитывая сказанное, при разработке контуров кожухов колес
и проемов в крыльях или боковинах кузова при неразрезной балке
рассматривают три случая относительных положений заднего
моста и подрессоренной части:

параллельный подъем заднего моста вверх при отсутствии
верхних ограничителей подвески с обеих сторон (рис. 217, а);

поворот (перекос) заднего моста относительно точки пересече-
ния оси моста с плоскостью симметрии автомобиля при относи-
тельном положении моста и подрессоренной части, соответствующем
проектной нагрузке автомобиля, до соприкосновения металла
с металлом (рис. 217, б);

поворот (перекос) заднего моста (рис. 217, в) относительно
точки, расположенной на высоте прямой, соединяющей средины
коренного листа у ушек рессоры и смещенной с вертикальной оси
на 15 мм в сторону приближения колеса к кожуху на половину
высоты подъема, соответствующего соприкосновению металла с ме-
таллом (см. рис. 217, б).

Рис. 218. К построению проекций сечения переднего колеса для положе-
ния его предельного подъема и передельного угла поворота

Упомянутые продольные перемещения заднего моста можно
учитывать только для случая, показанного на рис. 217, а. Пово-
роты заднего моста в горизонтальной плоскости, в случаях, пока-
занных на рис. 217, б и в, можно не рассматривать в виду относи-
тельной малости получающихся углов.

Форму колеса задают перпендикулярными к оси колеса сече-
ниями, проекции которых в общем случае представляют собой
эллипсы. Для построения эллипсов используют проекции двух
взаимно перпендикулярных диаметров окружности.

В качестве примера на рис. 218 показано построение, сделанное
для переднего левого колеса при бесшкворневой подвеске на двух
поперечных рычагах в положении предельного подъема и предель-
ного угла поворота, для сечения по центральной продольной пло-
скости колеса. Вверху слева изображен вид сзади, сверху в сере-
дине — вид сбоку, а снизу в середине —вид сверху. С правой
стороны построены две вспомогательные проекции: внизу —вид
по оси поворотного шкворня, а вверху — вид спереди под углом
продольного наклона оси поворотного шкворня.
Отрезок АВ представляет собой ось поворотного шкворня,
[)р —ось цапфы колеса, a DG —перпендикуляр, опущенный из
центра колеса на ось поворотного шкворня. Ось поворотного
шкворня А В на виде сзади наклонена к вертикали под углом т],
а на виде сбоку под углом А — под углами наклона оси поворотного
шкворня соответственно в поперечной и продольной плоскостях.
На верхней вспомогательной проекции ось поворотного шкворня
наклонена под углом

т]' = arctg tg т] cos А.	(274)

Рис. 219. Построение эллипса по двум сопряженным диаметрам с исполь-
зованием «ключа пропорциональности»

В связи с малостью угла % для настоящего случая угол т]'
может быть принят равным углу 1]. Пренебрежение малым углом X
при построении исходной левой верхней проекции также значи-
тельно уменьшает объем графической работы без ощутимого
влияния на конечные результаты.

Для построения проекций сечения колеса по центральной про-
дольной плоскости в качестве сопряженных взаимно перпендику-
лярных диаметров использованы диаметр KL, лежащий в пло-
скости, проходящей через ось поворотного шкворня, и диаметр
MN. Способ нахождения точек К', L’, М' и N' для сечения, повер-
нутого на угол Ф понятен по рис. 218 без объяснений.

Для построения эллипса по двум сопряженным диаметрам удоб-
но воспользоваться «ключом пропорциональности» — методом,
применяемым в проектировании поверхности кузовов (рис. 219).
Пусть KL и MN (рис. 219, а) —сопряженные диаметры эллипса.
Строим один квадрант вспомогательной окружности произволь-
ного радиуса (рис. 219, б). Дугу квадранта ST делим на некоторое

14 Родионов В. Ф.	417
число не обязательно равных частей. Через полученные таким обра-
зом точки 1, 2, 3, ... проводим вертикальные и горизонтальные
прямые до пересечения с осями координат. Полученные точки
обозначаем соответственно через Г, 2', 3', ... для вертикалей и
Г, 2", 3", ... для горизонталей.

Из точки пересечения D сопряженных диаметров эллипса
(рис. 219, а) проводим лучи DT nDS под произвольными углами
относительно друг друга и относительно сопряженных диаметров.
На них от точки/? откладываем отрезки (рис. 219, б) 07', 06', ...
и 01", 02", ..., взятые соответственно с вертикальной и горизон-
тальной осей координат квадранта. Далее точку Т соединяем
с точкой L, а точку S с точкой N. Затем из точек Г, 2', 3', ...
проводим прямые, параллельные линии LT, до пересечения с пря-
мой DL, а из точек 1", 2", 3", ... —прямые, параллельные линии
NS до пересечения с прямой DN. Наконец, через полученные
таким образом точки, расположенные на обоих диаметрах эллипса,
проводим прямые, параллельные сопряженному диаметру. Пере-
сечения этих прямых, соответствующих одноименным точкам,
например Г и Г, 2' и 2" и т. д., представляют собой точки искомого
эллипса. Аналогичным образом строим участок LM.

Используя симметричность эллипса, можно по точкам построить
только одну его половину и, переведя ее на прозрачную кальку,
достроить вторую половину эллипса.

§ 113.	Построение сечений колеса с поверхностью крыла
и определение контуров кожухов

Используя проекции сечений, перпендикулярных оси колеса,
можно решить вторую задачу и найти сечения колеса другими по-
верхностями, как это показано на рис. 220 для передней подвески,
когда углы наклона оси поворотного шкворня и развала колеса
равны нулю. Здесь построены проекции сечения колеса поверх-
ностью крыла, которая задана на виде сверху линией Р и верти-
кальной плоскостью QQ, перпендикулярной плоскости симметрии
автомобиля.

Располагая сечениями колеса в его предельных положениях,
можно, с учетом необходимых зазоров, построить или уточнить
намеченные ранее контуры кожуха колеса или проема в крыле или
боковине кузова. При независимых передней и задней подвесках
зазоры между кожухом и колесом, измеренные в горизонтальной
плоскости, должны быть не менее 20 мм, а по высоте колесо не
должно касаться кожуха при всех их относительных положениях.
Когда есть уверенность в том, что автомобиль не будет эксплуати-
роваться на плохих дорогах, с целью понижения линии крыльев
можно вместо условия соприкосновения металла с металлом
рассматривать условие наличия верхнего ограничителя подвески,
сжатого до 1/3 его высоты в свободном состоянии.
При неразрезной балке заднего моста, подвешенной на продоль-
ных полуэллиптических рессорах, зазоры между кожухом и коле-
сом для трех рассмотренных выше случаев относительного положе
ния заднего моста и подрессоренной части не должны быть меньше

Рис. 220. К построению сечений переднего колеса поверхностью крыла и вер-
тикальной плоскостью, перпендикулярной плоскости симметрии автомобиля:
1 — вертикальная поперечная плоскость, проходящая через ось передних колес;
2 — горизонтальная плоскость, проходящая через центр переднего колеса в положении
предельного подъема

значений, указанных на соответствующих схемах (см. рис. 217, а,
б и в). В тех случаях, когда возможна эксплуатация автомобиля и
на очень плохих дорогах, зазоры должны быть увеличены примерно
в 2 раза по сравнению с указанными выше, так как необходимо

Рис. 221. Проверка проема в крыле
или боковине кузова для опреде-
ления возможности смены колеса

учитывать возможность намерзания грязи на внутренние поверх-
ности кожухов. Проверка проемов в крыльях или боковине кузова
в отношении смены колеса (рис. 221) с учетом всех деталей кон-
струкции сопредельных частей шасси и кузова может быть сделана
только на макете.

14*	419

Л
Глава XXIII

Выбор параметров и проектирование
тормозного управления

§ 114.	Требования, предъявляемые
к тормозному управлению

Основные требования, которым должны удовлетворять тормозные
управления легковых автомобилей и условия их испытаний, опре-
делены стандартами: ОСТ 37.001.016—70 и ГОСТ 22895—77.

1.	Все тормозные системы должны быть достаточно эффектив-
ными при различной нагрузке автомобиля во всем диапазоне темпе-
ратурного состояния тормозных механизмов. За критерий оценки
эффективности тормозных систем принимают: величину установив-
шегося замедления и длину тормозного пути при торможении
с определенной начальной скорости до полной остановки, а также
уклон, на котором автомобиль с отсоединенным двигателем может
удерживаться неограниченное время (или соответствующее ему
тормозное усилие, выраженное в долях полного веса) при прило-
жении определенного усилия к педали или к рычагу ручного при-
вода.

2.	Каждый легковой автомобиль должен быть оборудован
рабочей, запасной и стояночной тормозной системами. Рабочая
система должна иметь не менее двух независимых контуров. При
отказе одного из контуров эффективность оставшегося контура
должна составлять не менее 30% предписанной для рабочей си-
стемы. Запасной системой считают каждый из контуров рабочей
тормозной системы или стояночную тормозную систему. В качестве
тормозного механизма стояночной системы разрешается исполь-
зовать механизм рабочей тормозной системы. Автомобиль должен
иметь не менее двух независимых органов управления: для ра-
бочей системы — педаль и для стояночной системы—рычаг или
педаль.

3.	При торможении автомобиля с любой скорости он не должен
терять управляемости и курсовой устойчивости. Потеря управляе-
мости является следствием блокировки передних колес, а потеря
курсовой устойчивости или занос автомобиля — блокировки зад-
них колес. Блокировка передних колес маловероятна и может иметь
место только в особых условиях, так как увеличение тормозных
сил, действующих на передние колеса, сопровождается увеличе-
нием нагрузки на передние колеса. Для предупреждения заносов
на легковых автомобилях применяют регуляторы тормозных сил,
исключающие блокировку задних колес ценой некоторого сниже-
ния эффективности торможения.

4.	Тормозные силы на колесах одного моста должны быть оди-
наковыми, отклонение не должно превышать 15% наибольшей из
тормозных сил.
5.	Тормозные приводы должны обеспечивать следящее действие:
ропорциональность тормозной силы усилию на педали или рычаге
плавность нарастания тормозной силы. Для этого зависимость
явления жидкости в рабочих цилиндрах тормозных механизмов
г усилия на штоке главного цилиндра должна быть примерно
инейной во всем рабочем диапазоне тормозного управления.

6.	Тормозные механизмы должны хорошо охлаждаться. Для
овышения эффективности охлаждения дисковых тормозных меха-
измов иногда применяют искусственную вентиляцию за счет
стройства в теле дисков радиальных каналов, выполняющих
ункции центробежного вентилятора. В барабанных тормозных
еханизмах для улучшения обдува и излучения используют коль-
евые или радиальные ребра жесткости, расположенные на наруж-
ых поверхностях барабанов. На автомобилях с высокими ско-
ростными качествами с целью использования напора встречного
Потока воздуха для увеличения его подачи устраивают заборники,
Подводящие воздух к тормозным механизмам.

7.	Тормозные механизмы должны быть защищены от попадания
воды и грязи на рабочие поверхности или обладать способностью
к самоочистке. Попадание воды и грязи на рабочие поверхности
тормозных механизмов вызывает снижение эффективности тормо-
жения и ускоренный износ рабочих поверхностей. Барабанные
Тормозные механизмы хорошо защищены от непосредственного
попадания грязи и обычно не требуют принятия специальных мер.
Дисковые тормозные механизмы задних колес, более подвержен-
ные забрызгиванию, чем механизмы передних колес в условиях
работы на грязных дорогах, требуют установки специальных
цитков.

8.	При торможении тормозные механизмы не должны скрипеть.
_'крип вызывает вибрация тормозных дисков и барабанов, а также
голодок. Обычными мерами для устранения скрипа является
1рименение динамических гасителей вибраций различного вида и
Изменение массы вибрирующих частей тормозного механизма.

9.	Срок службы всех агрегатов, узлов и деталей, от которых
ависит функционирование тормозного управления, за исключе-
ием изнашивающихся деталей рабочих органов не должен быть
•еньше срока службы автомобиля в целом при гарантированной
адежности. Колодки подлежат регулярной замене, а диски и
арабаны должны допускать одно-два перешлифования или пере-
очки между заменами. Резиновые защитные и уплотняющие
етали, а также гибкие шланги необходимо заменять в сроки,
беспечивающие их гарантированную надежность.

; 115. Типы тормозных управлений

На легковых автомобилях наиболее распространены тормозные
правления следующих двух типов:

с дисковыми тормозными механизмами на передних и задних
олесах и стояночным приводом, действующим на скобы тормозных

421-
механизмов задних колес либо специальные, либо используемые
в рабочей тормозной системе;

с дисковыми тормозными механизмами на передних колесах,
с барабанными — на задних колесах и стояночным приводом,
действующим на колодки задних тормозных механизмов, исполь-
зуемые в рабочей тормозной системе.

Рабочие тормозные системы обоих типов управлений имеют
двухконтурный гидравлический привод с усилителем (кроме особо
малых автомобилей) либо в виде вакуумного усилителя главного
цилиндра, либо в виде магистрального гидровакуумного усили-
теля, либо сочетающим оба типа усилителей; стояночный привод
осуществляют с применением троса в оболочке.

§ 116. Тормозной механизм

Основные радиальные и осевые размеры тормозных механизмов
определяются расположением тормозных механизмов внутри ко-
леса.

При дисковых тормозных механизмах радиальный размер
между наружной поверхностью диска и внутренней поверхностью
обода колеса должен быть достаточным для размещения перемычки
между двумя половинами скобы плюс необходимый зазор. Осевой
размер (толщина диска и колодок, а при фиксированной скобе
также длина наружного рабочего цилиндра) с наружной стороны
ограничен контуром профиля шины, которая должна защищать
колесо и декоративный колпак от повреждений о край тротуара,
а также требованием расположения диска колеса примерно
в центральной плоскости колеса, чтобы не создавать в диске колеса
дополнительных напряжений. С внутренней стороны осевой размер
ограничен для переднего колеса — положением оси поворотного
шкворня и величиной плеча обката, особенно при учете тенденции
к применению отрицательного плеча обката, а для заднего колеса —
размещением деталей подвески и грязезащитных кожухов.

Разность номинального диаметра обода колеса и наружного
диаметра диска составляет 75—100 мм (37,5—50,0 мм по радиусу),
а толщина диска — от 9 мм для сплошных дисков особо малых и
малых автомобилей до 32 мм для охлаждаемых дисков с вентиля-
ционными каналами тормозных механизмов передних колес боль-
ших автомобилей.

При барабанных тормозных механизмах задних колес радиаль-
ный зазор между усиливающими ребрами барабана и внутренней
поверхностью обода колеса должен быть достаточным для циркуля-
ции охлаждающего воздуха (при кольцевых ребрах), а также для
того, чтобы предупредить нагревание теплоизлучением обода
колеса, а вместе с ним и шины.

Определяющий осевой размер барабанных тормозных механиз-
мов — ширина колодок — с наружной стороны ограничен как
и в дисковых тормозных механизмах контуром профиля шины и
422
положением диска колеса, а с внутренней стороны — деталями
подвески.

Разность номинального диаметра обода колеса и диаметра
рабочей поверхности барабана составляет 100—125 мм (50,0—
62,5 мм по радиусу) при толщине обода барабана (без учета ребер)
5—12 мм. Ширина тормозных колодок составляет 18—25% (в сред-
нем 22%) диаметра рабочей поверхности барабана.

При определенном фиксированном соотношении давлений
в приводах тормозных механизмов передних и задних колес
использование полного веса автомобиля для получения макси-
мальной тормозной силы возможно только при одной определен-
ной нагрузке и одном определенном значении замедления автомо-
биля и, кроме того, при условии, что тип и состояние дорожного
покрытия и шин позволяют реализовать необходимый коэффи-
циент сцепления колес с дорогой.

Тормозные системы легковых автомобилей проектируют так,
чтобы полное использование тормозных сил на передних и задних
колесах достигалось .одновременно при полной пассажирской
нагрузке и аварийном торможении с замедлением, равным
8,5 м/с2, что соответствует коэффициенту сцепления ip = 0,87,
а блокировка задних колес или задних и передних колес пре-
дупреждалась применением противоблокировочных устройств.

^Минимальное установившееся замедление при ненагретых тор-
мозных механизмах должно быть не менее 7,0 м/с2.

Для принятого замедления тормозные силы (Н) на колесах
соответственно переднего и заднего мостов

Pti = 0,87g'm1mTi; Рт2 = 0,87gm2mT.2,

гдед — ускорение свободного падения, м/с2; тг и т2 — доли массы
автомобиля с полной нагрузкой, приходящиеся на колеса соответ-
ственно переднего и заднего мостов, кг; tnTl и тх2 — коэффициенты
перераспределения нагрузки на колеса соответственно переднего
и заднего мостов.

Коэффициенты

1 h .	, . h

„гч=1— <р —, щТг=1+ф —,
аа	ai

где h — высота центра тяжести над поверхностью дороги; ау —
расстояние по горизонтали от центра тяжести до оси передних
колес; а2 — расстояние по горизонтали от центра тяжести до оси
задних колес.

Для подстановки в эти выражения принимают значения h,
и а2 равными полусумме соответствующих размеров для авто-
мобиля с одним водителем и с полной нагрузкой. Чтобы учесть
влияние силы сопротивления воздуха, действующей в центре
парусности на некоторой высоте над поверхностью дороги, коэф-
фициент сцепления <р принимают равным 0,7.
Площадь тормозных накладок выбирают так, чтобы в эксплуата-
ции не требовалось слишком частой смены колодок. Темп износа
накладок зависит от отношения энергии, поглощаемой тормозными
механизмами при торможении, к площади тормозных накладок.
Энергия, развиваемая при торможении автомобиля с полной
нагрузкой с максимальной скорости до полной остановки без
учета сопротивления воздуха и сопротивления качению, прямо
пропорциональна произведению полной массы автомобиля на
квадрат максимальной скорости /Пактах-

Однако, чем выше максимальная скорость автомобиля, тем
реже она достигается в эксплуатации и тем лучше охлаждаются
тормозные механизмы. Поэтому вместо /Пактах для упомянутой
цели обосновано использование /?гацтах. Исходя из этих соображе-
ний за показатель нагруженности [кг-км/(ч-см2) 1 тормозных
накладок удобно принять

iz _ А^тпах
н ~ 1000	’

где отах — максимальная скорость автомобиля, км/ч; т = т1
или т — т2 —- доля массы автомобиля с полной нагрузкой, при-
ходящаяся на колеса соответственно переднего или заднего мостов,
кг; 2 SH — суммарная площадь накладок тормозных механизмов
соответственно передних или задних колес, см2; 2 SH — 2 SH1
или 2 SH = 2 Sh2.

Таким образом, суммарная площадь накладок обоих тормозных
механизмов переднего или заднего мостов



^^max

ЮООЛн ’

(275)

Для легковых автомобилей показатели нагруженности накладок
тормозных механизмов следующие:



дисковые передних колес ..........................0.G—1,2

дисковые задних колес ............................1,4—2,2

барабанные задних колес ..........................0,2—0,4

Площадь поршней рабочих цилиндров определяется выбран-
ным давлением в тормозном приводе, которое обычно принимают
равным 500—600 Н/см2 для замедления 0,87g. В приводе тормозных
механизмов передних колес при использовании магистральных
гидровакуумиых усилителей давление обычно принимают равным
800—850 Н/см2, а в отдельных случаях — 1000—1050 Н/см2.
Повышение давления в приводе позволяет уменьшить размеры
рабочих органов, но в результате увеличения объема трубок и
шлангов приводит к увеличению хода тормозной педали.
Общая площадь (см2) поршней рабочих цилиндров дисковых
тормозных механизмов для одного колеса при скобах, соответ-
ственно фиксированных или плавающих,

с _	о ____ Рт;Гк

- 2ргэц ИЛИ ~ 4ргэр ’

(276)

где Рх — тормозная сила на колесах моста при замедлении,
равном 0,87g, Н; гк — динамический радиус качения колеса, см;
р — давление в приводе, Н/см2; гэ — эффективный радиус — рас-
стояние от оси колеса до центра тяжести площади тормозной
накладки, см; р — коэффициент трения накладок; принимают
р = 0,32-4-0,38; в среднем р = 0,34.

Рис. 222. Барабанные тормозные механизмы:

а — с прижимной и отжимной колодками; б — с двумя прижимными колодками;
в — с двойным сер в о действием

Общая площадь (см2) поршней рабочих цилиндров барабанных
тормозных механизмов для одного колеса

С __ ггк

°п ~ 2рг6Ф ’

(277)

где г6 — радиус рабочей поверхности тормозного барабана, см;
Ф — тормозной фактор.

Тормозной фактор — отношение силы трения на рабочей по-
верхности тормозного барабана к приводному усилию на поршнях
рабочих цилиндров, зависящее как от принципиальной схемы и
размеров тормозного механизма, так и от коэффициента трения
накладок.

Уравнение (277) является приблизительным, так как в нем не
учтено усилие, создаваемое стяжными пружинами тормозных
колодок.

Несмотря на существенные различия в геометрических пара-
метрах применяемых тормозных механизмов, с достаточной для
предварительных расчетов точностью можно принять:

для барабанных тормозных механизмов с прижимной и отжим-
ной колодками (рис. 222, а) Ф = 'гД’^ца':
для барабанных тормозных механизмов с двумя прижимными
колодками (рис. 222,6) Ф —	•

Тормозной фактор для барабанных тормозных механизмов
с двойным серводействием (рис. 222, в) из-за влияния многих пара-
метров конструкции не может быть представлен подобной простей-
шей зависимостью.

Для тормозных механизмов с прижимной и отжимной колод-
ками Ф = 1,64-2,0, для тормозных механизмов с двумя прижим-
ными колодками Ф = 2,04-3,0, а для тормозных механизмов
с двойным серводействием Ф = 3,04-5,0.

Зависимость (277) для тормозных механизмов с двойным серво-
действием, имеющих один двухсторонний рабочий цилиндр, дает
значение площади для одного поршня.

На основе приведенных выше зависимостей выбирают типы
тормозных механизмов, принимают решения об использовании
магистральных гидровакуумных усилителей и их коэффициентах
усиления, устанавливают площади поршней рабочих цилиндров
тормозных механизмов, а также уточняют значения тормозных
сил на колесах переднего и заднего мостов прн аварийном замед-
лении.

Выбранные параметры наиболее нагруженных тормозных меха-
низмов передних колес должны быть проверены по уточненному
значению тормозной силы при аварийном торможении с замедле-
нием 0,87g:

на удельную нагрузку на поверхности тормозных накладок;

на удельную мощность трения или отношение средней мощ-
ности, развиваемой тормозными механизмами при торможении
с максимальной скорости до полной остановки, к площади тормоз-
ных накладок;

на температуру нагрева тормозных дисков при торможении
с максимальной скорости до полной остановки.

Суммарное усилие прижатия тормозных накладок тормозного
механизма одного колеса

R

поэтому удельная нагрузка
накладок

_ Р Г1ГК

2гэр ’

(Н/см2) на поверхности тормозных

Я

Зщ

__ Рцгк

2r-(pSHj

(278)

где SH1 — площадь тормозных накладок для одного колеса, см2;
гк и гэ, см.

Средняя мощность трения (кВт), развиваемая тормозным меха-
низмом одного колеса при торможении с постоянным замедлением
от максимальной скорости до полной остановки,

Л -   PTi Утах 1000______7\1Утах

Т1~ 2	2 3600-1000 ~ 14400 ’
поэтому удельная мощность трения (кВт/см2)

Nti __ PxiPmax	/97СН

SH1 “ 14 4005н1-

Путь торможения (м) с максимальной скорости до полной оста-
новки при постоянном замедлении 0,87g без учета сил сопротивле-
ния воздуха и сопротивления качению

__ Цтах
3,62-2-0,87g'

При этом работа (Н-м), совершаемая тормозным механизмом од-
ного колеса,

2
Pxl „ _ Pxi vmax
2	2 3,62-2-0,87g 

Количество тепла (ккал), эквивалентное совершаемой работе,

2

X _ Pxl ^max 1

V Г" 3,62-2-0,87g4180•

Масса (кг) тормозного диска, накапливающая тепло,
т = 2лгэйу dp,

где гэ, см; w — ширина накладки, см; d — толщина диска, см;
р — плотность чугуна, р = 0,0072 кг/см3.

Количество тепла (ккал), накапливаемое в тормозном диске при
нагревании на Д/ (°C)

Q = тС Д/,

где С — теплоемкость чугуна, С = 0,13 ккал/(кг-°С),

Таким образом,

2

~~2~ 3,62-2-0,87g 4180 ~ 2nr3wdpC М,
поэтому повышение температуры (°C) диска после торможения
р I?

д*=тоё&-	(280)

Расчеты, выполненные по приведенным выше зависимостям,
показывают, что для принятого замедления удельная нагрузка на
поверхности тормозных накладок составляет 300—600 Н/см2,
удельная мощность трения 0,74—1,9 кВт/см2, а повышение темпе-
ратуры дисков 250—500° С.

Помимо этого, необходимо проверить тормозной путь, который
при холодных тормозных механизмах и торможении с начальной
скорости 80 км/ч до полной остановки не должен превышать 43,2 м.
Тормозной путь можно рассчитать упрощенно, пренебрегая
427
силой сопротивления воздуха и принимая распределение тормозной
силы между колесами переднего и заднего мостов пропорциональ-
ным замедлению автомобиля; при этом

S = 3,6*.2-9,81 (/ + <р) = 255 (/ + ф) ’	(281)

где vn — начальная скорость торможения, v0 = 80 км/ч; 6 — коэф-
фициент вращающихся масс при торможении, принимаемый рав-
ным 1,04; f — коэффициент сопротивления качению, принимаемый
равным 0,02; ср — коэффициент сцепления, принимаемый рав-
ным 0,7.

Коэффициент сцепления <р = 0,7 обеспечивает достаточную
эффективность торможения для компенсации некоторого увеличе-
ния тормозного пути из-за работы противоблокировочных уст-
ройств.

§ 117.	Привод рабочей тормозной системы

Во время торможения привод должен обеспечивать устранение
зазора между рабочими поверхностями тормозных механизмов и
компенсировать деформации деталей этих механизмов, а также
допускать приложение к колодкам усилия, достаточного для
получения необходимого замедления. Для этого в рабочие ци-
линдры тормозных механизмов должен поступать необходимый
объем рабочей жидкости под определенным давлением; при этом
ход педали и усилие на педали не должны превышать допустимых
пределов. Усилие, прикладываемое к тормозной педали при
торможении на пределе использования коэффициента сцепления
(ф = 0,7), не должно быть больше 500 Н.

Ход тормозной педали не лимитирован директивными докумен-
тами. По соображениям удобства управления его в среднем прини-
мают равным: для особо малых и малых автомобилей 115 мм, для
средних 150 мм, а для больших 200 м. Приведенные значения хода
педали учитывают свободный ход и деформацию деталей тормоз-
ных механизмов и привода, а также ступенчатое действие регуля-
торов зазора между колодками и барабанами в барабанных тор-
мозных механизмах.

В дисковых тормозных механизмах отсутствует эффект серво-
действия. Это заставляет на всех оборудованных дисковыми тор-
мозными механизмами автомобилях, за исключением особо малых,
применять усилители, использующие разрежение во впускном
газопроводе двигателя. Усилители выполняют или в одном узле
с главным цилиндром, в этом случае он увеличивает на штоке
главного цилиндра усилие, создаваемое воздействующим на тор-
мозную педаль водителем, или в виде гидровакуумного усилителя,
встроенного в магистраль привода и автоматически действующего
в зависимости от давления жидкости в этой магистрали.
Эффективность действия усилителя характеризуется коэффи-
циентом усиления — отношением давления жидкости на выходе
к давлению на входе, а для усилителя, действующего на шток
главного цилиндра, — к давлению, создаваемому главным ци-
линдром с неработающим усилителем. Разрежение во впускном
газопроводе двигателя принимают постоянным и равным 6,9 Н/см2
(—500 мм рт. ст.).

Типовая характеристика усилителя, объединенного с главным
цилиндром, — зависимость давления на выходе рг от усилия Т

Рис. 223. Типовая характеристика ва-
куумного усилителя, объединенного
с главным цилиндром:

Т — усилие на штоке главного цилиндра;
рх — давление на выходе; АВ — усилитель
не работает; АС — область следящего дей-
ствия; CD — область постоянного усиле-
ния; ОД — усилие предварительного натя-
га возвратных пружин главного цилиндра
и усилителя

на штоке главного цилиндра показана на рис. 223. Здесь линия АВ
соответствует работе главного цилиндра с неработающим усили-
телем, когда

=	(282)

°Г. ц

где ТА — усилие (соответствующее отрезку О А), необходимое для
преодоления предварительного натяга возвратных пружин глав-
ного цилиндра и усилителя; Sr. ц — площадь поршня главного
цилиндра.

Участок АС соответствует области следящего действия усили-
теля, когда

рх	41L,	(283)

где е — коэффициент усиления.

Линия CD соответствует области работы усилителя с постоян-
ным усилением, когда

Л-йс+т^’	(284)

где р1С и Тс — соответственно давление на выходе и усилие на
штоке главного цилиндра в конце области следящего действия
усилителя.
Типовая характеристика гидровакуумного усилителя — зави-
симость давления на выходе р2 от давления на входе pt показана
на рис. 224. Здесь линия АВ соответствует работе усилителя при
отсутствии вакуума, когда

Р-2 = (Pi — Pia) К,	(285)

где р1Л — давление (соответствующее отрезку О А) необходимое
для преодоления предварительного натяга возвратных пружин
усилителя; К — коэффициент пропорциональности.

Рис. 224. Типовая характеристика
гидровакуумного усилителя:

Pi — давление на входе; р9 — давление на
выходе; АВ — при отсутствии вакуума;
АС — область следящего действия; CD —
область постоянного усиления; ОА — дав
ление, соответствующее усилию предвари-
тельного натяга возвратных пружин усили-
теля

Участок АС соответстует области следящего действия усили-
теля, когда

Р-2 = (Рг —(286)

где 8 — коэффициент усиления.

Линия CD соответствует области работы усилителя с постоян-
ным, относительно низким усилением, когда приращение давления
на выходе пропорционально приращению давления на входе; при
этом

Р-i = Рю + (Pi - Pic)	(287)

где Pic и Pzc — соответственно давления на входе и выходе
в конце области следящего действия усилителя.

Чтобы водитель мог предвидеть результаты своего воздействия
на тормозную педаль, рекомендуется не выходить за пределы
области следящего действия усилителя при торможении с замедле-
нием до 0,7g.

Располагая характеристиками усилителей можно по установ-
ленным выше значениям давления в приводе при торможении
с заданным замедлением найти необходимое усилие Т на штоке
главного цилиндра и определить по нему соответствующее усилие
на тормозной педали

F = -?-

«11 Чп

(288)
где //„ — передаточное отношение тормозной педали, определяй'
мое из компоновки узла педалей; т]п — КПД 'привода, приним°'-
мый равным 0,90—0,95; при этом меньшие значения т]п относятся
к приводам с усилителями.

Привод рабочей тормозной системы должен состоять не менее
чем из двух независимых контуров, откуда и возникла необходи-
мость применения двухкамерных главных цилиндров. Такие
цилиндры могут быть или с последовательным расположением

Рис. 225. Типовые схемы дву.хкои-
турных гидроприводов:

а — с передними дисковыми и задними
барабанными тормозными механизма-
ми; б — с передними дисковыми тормо-
зными механизмами со сдвоенными ра-
бочими цилиндрами и задними барабан-
ными тормозными механизмами; в —
с передними и задними дисковыми тор-
мозными механизмами с двумя скобами
и гидровакуумиыми усилителями в ка-
ждом контуре; I — главный цилиндр;
2 — вакуумный усилитель; 3 — регуля-
тор тормозных сил; 4 — гидровакуум-
ный усилитель

камер, т. е. с одним цилиндром и двумя образующими камеры
поршнями (на один поршень воздействует шток, а другой — сво-
бодно перемещается в цилиндре), или с двумя параллельными
цилиндрами, поршни которых связаны балансиром. Типовые
схемы двухконтурных гидроприводов легковых автомобилей при-
ведены на рис. 225.

Объем жидкости, который при торможении поступает из глав-
ного цилиндра в каждый из контуров, должен быть достаточным,
чтобы устранить зазор между колодками и диском или барабаном,
компенсировать сжатие тормозных накладок дисковых тормозных
механизмов или деформацию колодок барабанных тормозных
механизмов, а также восполнить расширение трубок и шлангов
привода под действием давления жидкости.

Кроме того, должен быть обеспечен резерв па следующие не-
учитываемые расходы жидкости: возникающие при увеличении
зазора между колодками и диском вследствие торцового биения
диска и деформации подшипников ступиц колес под действием
боковых сил при движении автомобиля по криволинейной траек-
тории, из-за деформации барабанов от нагрева и усилий, прикла-
дываемых колодками, из-за деформации суппортов, ступенчатого
действия регуляторов зазора между колодками и барабанами и т. д.

Если в гидроприводе предусмотрено сигнализирующее о на-
рушении герметичности одного из контуров устройство со сво-
бодно плавающим поршеньком, то объем жидкости, необходимый
для каждого контура, должен быть еще увеличен на объем, вытес-
няемый поршеньком при перемещении его на половину хода от
упора до упора.

Рис. 226. Зависимость объема
жидкости, необходимого для
устранения зазора и компенса-
ции сжатия тормозных накладок,
от давления в рабочем цилиндре
для дискового тормозного меха-
низма:

рр ц—давление в рабочем цилинд
ре; V — объем жидкости

Рис. 227. Зависимость объема
жидкости, необходимого для вос-
полнения расширения трубок
и шлангов, от давления в при-
воде;

/ — два шланга и трубки привода
к тормозным механизмам передних
колес| 2 —одни шланг и трубки при-
вода к тормозным механизмом зад-
них колес; рп — давление в приво-
де; V — объем жидкости

Зависимость объема жидкости, необходимого для устранения
номинального зазора между колодками и диском или колодками
и барабаном и для компенсации сжатия тормозных накладок дис-
ковых тормозных механизмов или деформации колодок барабан-
ных тормозных механизмов, от давления жидкости в рабочем
цилиндре может быть установлена на основе результатов испыта-
ния близкого по типу тормозного механизма. Такая типовая гра-
фическая зависимость для дискового тормозного механизма при-
ведена на рис. 226.

Номинальный зазор между колодкой и диском учитывает пере-
мещение поршня рабочего цилиндра под действием его резинового
уплотнительного кольца. Номинальный зазор между колод-
кой и барабаном измеряют в средине колодки, поэтому соответ-
ствующий ему ход поршня рабочего цилиндра приближенно равен
удвоенному значению номинального зазора.

Зависимость объема жидкости, необходимого для восполнения
расширения шлангов и трубок, составляющих контур, от давле-
ния жидкости в приводе, может быть получена непосредственно
испытаниями. На рис. 227 приведен типовой график такой за-
висимости для магистрали, состоящей из трубок и шлангов,
432
Работа некоторых противоблокировочных устройств при ава-
рийном торможении сопровождается изменением давления жидко-
сти в одном из контуров, что должно быть учтено при уточненных
расчетах, выполняемых на последующих этапах проектирования
автомобиля.

Упомянутые выше неучитываемые расходы жидкости могут
быть выражены через дополнительное перемещение поршней ра-
бочих цилиндров. При дисковых тормозных механизмах и двух-
камерном главном цилиндре с двумя параллельными цилиндрами
это перемещение составляет 0,15 мм для каждого поршня; при
дисковых тормозных механизмах и двухкамерном главном цилин-
дре с последовательным расположением камер — 0,25 мм для каж-
дого поршня; при барабанных тормозных механизмах с автомати-
ческой регулировкой зазора — 0,9 мм для каждого поршня. Из
этого количества перемещение, равное 0,4 мм, компенсирует
ступенчатое действие регулятора зазора, а перемещение, равное
0,5 мм, — деформацию барабана.

Суммарные значения объемов жидкости, необходимых для
каждого из контуров Qt и Q2, позволяют определить ход h штока
главного цилиндра. Для двухкамерного главного цилиндра с по-
следовательным расположением камер

/i = -^--|--^-+A/i.	(289)

ц *->г. ц

Для двухкамерного главного цилиндра с параллельным распо-
ложением цилиндров

h = -^~ + A/i = -^ + A/i.	(290)

Здесь Д/г — перемещение штока главного цилиндра, необходимое
для перекрытия компенсационных отверстий, A/i =4-~6 мм.

Для перемещения h штока главного цилиндра приблизительное
значение хода тормозной педали составит

hn = hun.	(291)

Приведенные зависимости (282)—(291) позволяют для заданных
значений давления жидкости в приводе и требуемого объема жид-
кости установить основные параметры гидропривода: площади
поршней и ход штока главного цилиндра, а также коэффициенты
усиления усилителя главного цилиндра и магистральных гидро-
вакуумных усилителей при соблюдении требований, предъявляе-
мых к величинам усилия на педали и хода педали.

§ 118.	Привод стояночной тормозной системы

Стояночная тормозная система при воздействии на орган управ-
ления усилием 400 Н в случае ручного привода и усилием 500 Н
₽ случае ножного — должна удерживать автомобиль полной массы
433
на уклоне не менее 14°. Это соответствует тормозной силе, соста-
вляющей 24% полного веса автомобиля, т. е.

Рт2 = 0,24m;,g'.

(292)

Для получения такой тормозной силы при дисковых тормозных
механизмах с плавающей скобой или с клещевым устройством уси-
лие на рычаге или педали



РХ2ГК
2щЭ22ыпг|п ’

(293)

При барабанных тормозных механизмах
стояночного привода, выполненным по
усилие

с разжимным устройством
обычной схеме (рис. 228),

Рис. 229. Зависимость
КПД т]т троса в оболочке
от суммарного угла ат из-
гиба и длины оболочки

Рис. 228. Схема разжимного устройства
стояночного привода барабанного тор-
мозного механизма:

1 — распорка; 2 — рычаг; 3 — трос в обо-
лочке

где гк — статический радиус качения колеса; и„ — полное пере-
даточное отношение стояночного привода от тормозного рычага
или педали до места приложения усилия к колодке; т]п — КПД
стояночного привода.

Для этого разжимного устройства стояночного привода пере-
даточные отношения до передней и задней колодок не будут оди-
наковыми и в качестве и„ можно принять полусумму значений для
обеих колодок.

В стояночных приводах обычно применяют трос в оболочке;
КПД такого привода зависит от трассы прокладки троса и опреде-
ляется суммарным углом изгиба на всей длине оболочки троса и
длиной оболочки. На рис. 229 приведена зависимость КПД
троса в оболочке от суммарного угла изгиба для оболочек разной
длины. Используя приведенные зависимости, экстраполяцией
можно определить значения КПД троса в оболочке для любых
условий. При учете КПД троса в оболочке потерями в других
частях привода можно пренебречь,
434
Принятое передаточное отношение стояночного привода необхо-
димо также проверить с точки зрения получающегося хода педали
или рычага

hp = hun -|- A/iT,	(295)

где h — ход колодки, необходимый для устранения зазоров
между колодками и диском или колодками и барабаном, для ком-
пенсации сжатия тормозных накладок дисковых тормозных меха-
низмов или деформации колодок барабанных тормозных механиз-
мов, деформации суппортов и барабанов от усилий, прикладывае-
мых колодками, и ступенчатого действия регуляторов зазора;
А/ц — удлинение троса и деформация других элементов стояноч-
ного привода под действием приложенного усилия.

Глава XXIV

Проектирование несущей системы

§ 119.	Нагрузки, действующие на несущую систему

Если принять, что центр тяжести подрессоренной части автомо-
биля лежит в плоскости симметрии, то колеса правой и левой
сторон автомобиля, стоящего на ровной горизонтальной опорной
поверхности (рис. 230), будут нести одинаковую нагрузку от под-
рессоренной части, т. е.

Лп - =4- v;	=4--ь1- > <296>

где тп — масса подрессоренной части; g — ускорение свобод-
ного падения; и а2 — расстояния от центра тяжести подрессо-
ренной части соответственно до оси передних и задних колес;
b — база автомобиля.

При этом несущая система автомобиля будет нагружаться сим-
метричными усилиями, вызывающими ее изгиб. Если одно из пе-
редних колес, например, левое, будет поднято неровностью до-
роги относительно остальных, то оно получит дополнительную на-
грузку, а нагрузка на противоположное ему правое колесо соот-
ветственно уменьшится (рис. 231). При этом на нагрузку, дей-
ствующую на колеса автомобиля, стоящего на ровной и горизон-
тальной опорной поверхности, будет накладываться крутящий
момент относительно продольной оси, который будет уравновеши-
ваться моментом, создаваемым нагрузкой, приходящейся на зад-
ние колеса.

При некоторой величине неровности дороги нагрузка от веса
подрессоренной части на правое колесо будет равна нулю, в то
435
Ьремя как нагрузка на другое колесо достигнет наибольшего зна-
чения. Тогда на колеса будут действовать следующие нагрузки:

Лп = р1л = m„g ; Р2п = mng~ (ах~ а.,	;

где tx и t2 — колеи соответственно передних и задних колес.
Момент, закручивающий несущую систему,

м =4’	(298)

Эта формула основана на предположении, что нагрузка, при-
ходящаяся на передние колеса, меньше, чем приходящаяся на

Рис. 230. Схема для определения
нагрузок, действующих на несущую
систему автомобиля на ровной го-
ризонтальной опорной поверхности

Рис. 231. Схема для определения нагру-
зок, действующих на несущую систему
автомобиля при подъеме одного колеса
неровностью дороги

задние. Естественно, что величина максимального момента, за-
кручивающего несущую систему, будет определяться меньшей из
нагрузок, приходящихся на передние или задние колеса. В пре-
дельном случае отрыва колеса от дороги момент, закручивающий
несущую систему,

где т — полная масса автомобиля; a’i — расстояние от центра
тяжести до оси задних колес для автомобиля с полной нагрузкой.

Таким образом, под действием собственного веса и полезной
нагрузки несущая система неподвижного автомобиля подвергается
одновременно изгибу и кручению. Изгибающая нагрузка посто-
янна по величине и месту приложения, а закручивающий момент
зависит от взаимного положения колес по высоте, но не может быть
больше некоторого определенного значения.

При движении автомобиля по неровной дороге в результате
динамического воздействия нагрузки на колеса увеличиваются,
однако участки плохой дороги и дорожные неровности водитель
переезжает с низкой скоростью. Поэтому, как показывают испы-
тания, вертикальные ускорения подрессоренной части автомобиля
никогда не превышают 2g, а закручивающий момент
436
где /n,g и tt — наименьшая из нагрузок, приходящихся на перед-
ние или задние колеса, и колея соответственно передних или зад-
них колес.

Несущая система должна быть достаточно жесткой, чтобы ее
деформации не превышали допустимых пределов, и достаточно
прочной, чтобы возникающие в ней напряжения не вызывали
усталостных разрушений во время всего срока службы автомобиля.

§ 120.	Виды нагрузок, действующих
в элементах несущей системы

Несущая система обычного закрытого кузова легкового автомо-
биля сочетает в себе элементы скелетной и оболочковой конструк-
ций (рис. 232 и 233). В передней части необходимая изгибная жест-
кость несущего кузова, показанного в качестве примера, обеспечена
двумя продольными балками, присоединенными спереди к ниж-
ней поперечине перегородки моторного отсека, а сзади — к сред-
ней поперечине основания. Дополнительно жесткость передних
продольных балок увеличивается от их присоединения к кожухам
передних колес, связанным с перегородкой моторного отсека и
внутренними панелями передка.

В средней части необходимую изгибную жесткость несущей
системы обеспечивают боковины. Боковину можно упрощенно
представить в виде рамы, состоящей из жестко соединенных в уз-
лах стержней: порога, наддверной балки, передней, средней и
задней стоек, образуемых наружными и внутренними панелями
и усилителями. Пороги боковин связаны с передними продоль-
ными балками короткими поперечными элементами — усилителями
пола. Туннель в полу дополнительно увеличивает продольную
жесткость несущей системы.

В задней части несущей системы изгибная жесткость обеспе-
чена задними продольными балками основания, связанными с на-
ружными и внутренними кожухами задних колес, а через них —
с задними наружными панелями боковин. Задние продольные
балки основания непосредственно присоединены к порогам.

При закручивании несущей системы в передней и задней частях
нагружаются те же элементы, что и при изгибе, но в противопо-
ложных направлениях для правой и левой сторон автомобиля.
В средней части при закручивании из-за противоположного на-
правления прикладываемых усилий в плоскостях правой и левой
боковин возникают взаимно уравновешенные крутящие моменты.
Эти крутящие моменты нагружают касательными усилиями замк-
нутый контур участка несущей системы между боковинами: пол
с подставкой заднего сиденья, перегородку моторного отсека, раму
ветрового окна, панель крыши, раму заднего окна и перегородку
багажника или заменяющие ее усилители. При наличии жесткого
обрамления проема багажника крутильная жесткость будет до-
полнительно повышаться из-за влияния задней части несущей
Рис. 232. Верхняя часть (надстройка) несущего кузова:

1 — перегородка моторного отсека; 2 — кожух переднего колеса; 3 — внутренняя па-
нель передка; 4 — наружная панель передка; 5 — передняя стойка; 6 — нижняя панель
боковины; 7 — средняя стойка; 8 — задняя панель боковины, объединенная с задним
крылом; 9 — внутренняя панель средней стойки; 10 — нижняя задняя панель; И —
усилитель наддверной балки; 12 — панель крыши; 13 — усилительная рама заднего
окна; 14 — наддверная балка; 15 — полка задней части кузова; 16 — усилительная
рама ветрового окна

Рис. 233. Нижняя часть (основание) несущего кузова:

1 — передняя поперечина основания; 2 — фартук кожуха колеса; 3 — передняя про-
дольная балка основания; 4 — передний усилитель пола; 5 — порог; 6 — передняя па-
нель пола в сборе; 7 — подставка заднего сиденья; 8 — задняя продольная балка; 9 —
внутренний кожух заднего колеса; 10 — наружный кожух заднего колеса; 11 — панель
пола багажника; 12 — опора спинки заднего сиденья; 13 — нижняя поперечина пере-
городки моторного отсека
Рис. 234. Схема деформации элементов несущей системы закрытого четырехдверного кузова при изгибе
Рис. 235. Схема деформации элементов несущей системы закрытого четырехдверного кузова при кручении
системы: перегородки багажника, пола багажника и усиления
проема багажника, в которых будет замыкаться еще одна силовая
цепь касательных усилий.

Все нагрузки от несущей системы (весовые, реактивные тяго-
вые и тормозные и инерционные) воспринимает ходовая часть:
спереди через поперечину, присоединенную болтами к концам
передних продольных балок, а сзади — через кронштейны рессор,
укрепленные на задних продольных балках основания.

Несущая система автомобиля, имеющего отдельную раму, отли-
чается от описанной выше системы несущего кузова только устрой-
ством основания кузова. Характерным для него является отсут-
ствие сильных продольных несущих элементов, функции которых
выполняет рама. В отличие от рассмотренного выше несущего
кузова в автомобиле с отдельной рамой переднее оперение (крылья
и кожухи передних колес), имеющее относительно слабую связь с
рамой, мало способствует повышению общей жесткости несущей
системы. На рис. 234 показан характер деформаций, возникаю-
щих в несущей системе автомобиля с закрытым четырехдверным
кузовом под действием изгиба, а на рис. 235 — под действием
кручения. При кручении деформации в элементах левой боковины
противоположны по знаку деформациям в элементах правой бо-
ковины.

§ 121.	Элементы конструкции несущей системы

Типовые сечения основных элементов верхней части несущей
системы: наддверных балок, средних стоек, стоек ветрового окна,
надоконных балок ветрового окна и порогов даны на рис. 236.
При компоновке нового кузова сечения отдельных элементов под-
бирают, сопоставляя экваториальные моменты инерции сечений
с таковыми для уже осуществленных и проверенных эксплуата-
цией автомобилей.

При существующей тенденции увеличения общей площади све-
товых проемов кузова и связанным с этим уменьшением сечений
стоек выше поясной линии, а также применения плоской крыши
жесткость несущей системы достигается главным образом за счет
нижней части (основания) посредством размещения внутри поро-
гов дополнительных продольных усилителей U-образного сечения.

Четыре типовые схемы оснований для автомобилей с несущими
кузовами, выполненных по классической схеме — с передним
расположением силового агрегата и приводом на задние колеса —
даны на рис. 237. В схеме, показанной на рис. 237, а, применено
подобие рамы из двух продольных балок закрытого сечения, при-
варенных к панели пола и выступающих вперед за плоскость
перегородки моторного отсека. Связь продольных балок с порогами
осуществлена короткими поперечными элементами и кронштей-
нами. Расстояние между продольными балками выбрано так,
чтобы они помещались между кожухами передних и задних колес
441
и допускали удобное крепление узлов подвески. В схеме, приве-
денной на рис. 237, б, жесткость панели пола увеличена за счет
соединения с передними продольными балками, которые зак- -

6)

чиваются у средней поперечины, и с задними, которые начинаются
от поперечины, расположенной в зоне подставки заднего сиденья.
Жесткость в средней части несущей системы обеспечена порогами,
связанными с передними и задними продольными балками. На

Рис. 237.

Типовые схемы оснований несущих кузовов

рис. 237, в изображена схема основания — типичного несущего
пола, жесткость которого в средней части обеспечена порогами,
к которым присоединены передние продольные балки, изогнутые
в горизонтальной плоскости. В задней части основания жесткость
достигается присоединением порогов к задним стойкам, а также
442
к наружным панелям и кожухам колес. На рис. 237, г показано
основание несущей системы, в которой вся передняя часть, состоя-
щая из элементов закрытого сечения, присоединена к остальной

части несущей системы болтами:
в четырех местах в нижней части
перегородки моторного отсека и
в двух местах у основания стоек
ветрового окна (рис. 238).

Объединение двигателя и ко-
робки передач в один узел с глав-
ной передачей, размещаемый в пе-
редней или задней части автомо-
биля, не ставит новых проблем
в отношении несущей системы.
При расположении двигателя и
коробки передач, объединенной
с главной передачей в задней ча-
сти автомобиля, пол в отделении
водителя не имеет выступа, но
туннель в полу, повышающий об-

Рис. 238. Передняя часть несущей
системы, выполненной по узловой
схеме

щую жесткость основания, хотя и

уменьшенный по сечению, обычно сохраняется, так как в нем
размещают трубы системы отопления и тяги управления, для
которых расстояние между полом и поверхностью дороги оказы-
вается недостаточным.

Рис. 239. Схема основания кузова автомобиля с отдельной рамой
(штриховыми линиями показаны местные усилители, имеющие коры-
тообразное сечение и присоединенные сваркой к нижней поверхности
пола и порогам):

1 — туннель над карданной передачей; 2 — пороги; 3 — ось задних колес;
4 — кожухи задних колес

Схема основания кузова, имеющего отдельную раму, приведена
на рис. 239. Характерным для основания является отсутствие про-
дольных несущих элементов, кроме порогов, туннеля и нескольких
местных усилителей пола.
Способ крепления узлов подвески к несущей системе зависит
от назначения автомобиля и предъявляемых к нему требований.
На автомобилях, к комфортабельности которых не предъявляется
особенно высоких требований, места крепления подвески непо-

Рис. 240. Крепление подвески и силово-
го агрегата непосредственно к несуще-
му кузову

Рис. 241. Крепление подвески и сило-
вого агрегата на отделяемой поперечине

средственно встраивают в несущую систему. Пример такой кон-
струкции показан на рис. 240, где изображена передняя часть
несущей системы автомобиля, имеющего переднюю подвеску с по-
перечными рычагами и продольными торсионными стержнями,
укрепленными сзади непосредственно в поперечине основания.

Рис. 242. Крепление пальца серьги рес-
соры задней подвески к основанию не-
сущего кузова

Рис. 243. Крепление рулевого механиз-
ма к основанию несущего кузова

На автомобилях, для которых комфортабельность имеет суще-
ственное значение, подвеску и силовой агрегат устанавливают на
отдельной поперечине-подрамнике, присоединяемом к продоль-
ным балкам основания с использованием резиновых подушек
(рис. 241), препятствующих передаче шума и вибраций, возникаю-
щих при работе двигателя. Значительное расстояние между рези-
новыми подушками способствует уменьшению усилий, создавае-
444
ibix реактивным тормозным моментом. Установка силового агре-
ата, передней подвески и рулевого привода на отделяемой попе-
речине, образующих сборочную единицу, дает, помимо того, до-
полнительные производственные и эксплуатационные преимуще-
тва.

В некоторых случаях на особо комфортабельных автомобилях
[еста передачи усилий, действующих между подвеской и несущей
истемой (кузовом, рамой или подрамником) выполняют податли-
ыми в продольном направлении за счет специальных устройств,
набженных резиновыми блоками.

Надежное крепление узлов шасси — силового агрегата, руле-
ого механизма и подвески к несущей системе, сделанной в основ-
ном из тонкого листового материала, требует распределения на-
•рузки на значительную поверхность, чтобы избежать относи-
-ельных перемещений, деформаций и разрушений. В равной мере
>то относится и к креплению петель и остановов дверей, петель
капота и крышки багажника. Места креплений выбирают так,
чтобы по возможности избежать устройства специальных попе-
речин, кронштейнов и усилителей.

В качестве примера на рис. 242 приведен способ крепления
пальца серьги рессоры задней подвески к продольной балке ос-
нования при помощи трубки, приваренной наружными швами
к обеим стенкам балки. На рис. 243 показано крепление рулевого
механизма, при котором внутрь продольной балки основания по-
мещена подогнанная фасонная распорка. Чтобы обеспечить надеж-
ную опору для головок болтов и гаек, на поверхность балки уста-
навливают общую для всех болтов накладку из толстого листо-
вого материала.

§ 122.	Рама

В связи с тенденцией снижения высоты легковых автомобилей
применяют преимущественно периферийные и Х-образные рамы,
Позволяющие опустить уровень пола ниже верхней плоскости рамы
практически во всех необходимых местах. В случаях применения
«лестничных» рам для понижения уровня пола высоту сечения их
лонжеронов в необходимых местах уменьшают за счет увеличения
ширины.

Периферийная рама показана на рис. 244. На виде сверху
средней части она расширена, лонжероны расположены рядом
порогами, а по концам рама сужена; расстояние спереди между
онжеронамн определяется колеей и максимальным углом поворота
средних колес, а сзади — колеей задних колес. Лонжероны соеди-
нены несколькими поперечинами.

Передние «плечи» лонжеронов помещены впереди наклонной
.анели пола в зоне перегородки моторного отсека, а задние —
од подставкой заднего сиденья; при этом задние «плечи» исполь-
ованы для крепления к ним кронштейнов задней подвески.

445
«Плечи» выполнены как отдельные детали, соединенные сваркой
с передними, средними и задними частями лонжеронов. Выполне-
ние передних «плеч» совместно с поперечиной затруднено необхо-
димостью «обойти» коробку передач, для чего поперечина должна
быть сильно изогнута в горизонтальной или вертикальной пло-
скости. Выполнению задних «плеч» совместно с поперечиной пре-
пятствуют вертикальные перемещения карданного вала. Есть
примеры исполнения для автомобилей массовых моделей пери-
ферийных рам, в которых лонжероны и вставки лонжеронов от-
штампованы вместе с «плечами».

В раме периферийного типа кронштейны крепления кузова —
короткие; в некоторых случаях крепление осуществлено без
кронштейнов, непосредственно к верхним полкам лонжеронов.
При периферийной раме ширина и высота туннеля для карданного
вала и труб системы выпуска газов получаются минимальными,
а ширина выступающих порогов больше, чем при рамах других
типов.

Х-образная рама (рис. 245) представляет собой короткую трубу,
лежащую в плоскости симметрии автомобиля и переходящую спе-
реди и сзади в вилки (спереди — для размещения силового агре-
гата, а сзади — заднего моста). Карданный вал проходит через
трубчатую часть такой рамы. Концы передней и задней вилок
соединены несколькими поперечинами, используемыми для уста-
новки передней и задней подвесок. Крепление кузова в средней
части осуществлено при помощи длинных консольных кронштей-
нов. Трубчатая часть рамы расположена в зоне ног пассажиров,
сидящих на заднем сиденьи, и не препятствует понижению пола
по сторонам от нее.

При Х-образной раме ширина и высота туннеля большие,
а ширина выступающих порогов — относительно небольшая, хотя
446
по соображениям безопасности в случае дорожных происшествий
требуется обеспечение определенных жесткости и прочности по-
рогов.

Рис. 245. X-образна я рама

«Лестничная» рама (рис. 246) состоит из двух обычно парал-
лельных лонжеронов, соединенных между собой несколькими по-
перечинами. Для уменьшения высоты пола в необходимых местах

Рис. 246. «Лестничная» рама

высоту лонжеронов и поперечин уменьшают за счет увеличения
ширины. Карданный вал проходит над поперечинами рамы. Ку-
зов укреплен при помощи кронштейнов. При «лестничной» раме
высота уровня пола над поверхностью дороги будет не минималь-
447
ной, туннель — очень небольшим по высоте и ширине, а высту-
пающие пороги могут вообще отсутствовать.

Для сравнения на рис. 247 приведены сечения по основаниям
кузовов при трех типах рассмотренных рам и несущем поле.
Как видим, несущий пол создает минимум препятствий для раз-
мещения ног пассажиров и водителя при наименьшей высоте над

поверхностью дороги.

Независимо от типа рамы, по крайней мере две поперечины,
одну расположенную примерно в плоскости оси передних колес,

Рис. 247. Сечения оснований при раз-
личных типах рам и несущем поле:
а — периферийной; б — Х-образной; в —
«лестничной»; г — несущем поле

а другую — в плоскости оси
задних колес, выполняют с боль-
шой крутильной жесткостью.
Для получения необходимой
крутильной жесткости основные
несущие элементы рам (лонже-
роны, поперечины с большой
крутильной жесткостью и «пле-
чи»), как правило, имеют за-
крытые сечения и состоят из
двух штамповок корытообразно-
го профиля, вставленных одна
в другую с разъемом в верти-
кальной плоскости и соединен-
ных дуговой электросваркой.
Такой метод изготовления по-
зволяет, не изменяя наружных
размеров поперечного сечения,
вставлять местные усилители
внутрь одной или обеих состав-
ных частей. В качестве основ-

ных поперечин с большой крутильной жесткостью находят
применение также трубы круглого сечения.

Элементы рам, не предназначающиеся для передачи крутя-
щего момента: поперечина, служащая для крепления силового
агрегата, концевые поперечины, концы лонжеронов за основными
поперечинами и т. д. представляют собой штамповки открытого
корытообразного профиля.

Для повышения эффективности использования материала рамы,
т. е. для повышения жесткости и уменьшения массы, поперечные

сечения несущих элементов максимально увеличивают, уменьшая
толщину исходного листового материала. Однако, чтобы избежать
выпучивания стенок и потери жесткости, предпочитают не при-
менять для силовых элементов листовой материал толщиной менее
2,5 мм. Для предупреждения резонанса крутильных колебаний
несущей системы сечения лонжеронов в зоне от перегородки мо-
торного отсека до оси передних колес специально увеличивают.

При открытых кузовах недостаток жесткости кузова компен-
сируют за счет рамы при помощи накладок, привариваемых к ииж-

448
Рис. 248. Устройство кронштейнов крепления
кузова и усилителей пола

ним и верхним поверхностям несущих элементов рамы. Перифе-
рийные и «лестничные» рамы иногда усиливают введением короткой
Х-образной поперечины или У-образного вильчатого дополни-
тельного несущего элемента, располагаемого в передней части по
оси рамы ниже карданной передачи и присоединяемого спереди
к лонжеронам, а сзади — к поперечине.

Применение закрытых сечений определяет способ соединения
несущих элементов дуговой электросваркой. Использование закле-
почных соединений при закрытых сечениях возможно только для
некоторых кронштейнов крепления кузова, подвески силового
агрегата, передней и зад-
ней подвесок и т. д., кото-
рые могут быть прикле-
паны к составным частям
несущих элементов до их
сборки.

В местах отверстий для
крепления агрегатов шас-
си — рулевого механизма,
пальцев рессор и т. д.,—
лонжероны и поперечины,
имеющие закрытое сече-
ние, усиливают установкой
распорных и сквозных тру-
бок, которые приваривают
к обеим стенкам.

Точки крепления кузова и рамы располагают в тех местах,
где кузов имеет наибольшую поперечную жесткость и усилия,
действующие в элементах кузова, могут быть переданы на раму,
т. е. у стоек, у перегородки моторного отсека и у перегородки
багажника. Заднее оперение, жестко соединенное с кузовом, также
можно до некоторой степени использовать для соединения кузова
с рамой; дополнительные точки крепления располагают для этого
около кожухов задних колес.

Если в месте соединения стойки с порогом возможно появление
изгибающего момента, например при открытой двери в открытых
кузовах, где стойки не имеют опоры сверху, то применяют
по две точки крепления, расположенные попарно в поперечной
плоскости.

С целью снижения передачи в салон автомобиля шумов и ви-
браций, идущих со стороны ходовой части и силового агрегата,
в местах крепления кузова и рамы устанавливают резиновые или
резинотканевые прокладки. Прокладки помещают между усили-
телями пола кузова и кронштейнами рамы (рис. 248). Если кузов
соединен с рамой не через кронштейны, а непосредственно, то
на верхних полках лонжеронов или поперечин, имеющих за-
крытые сечения, устанавливают неподвижные или плавающие

гайки.

15 Родионов В. Ф.

449
Сдвигающие усилия между кузовом и рамой, возникающие при
ускорениях и замедлениях автомобиля, при прогибах и закручива-
ниях несущей системы, передаются трением в местах крепления.
Трение, возникающее в местах крепления кузова и рамы, способ-
ствует также гашению вибраций несущей системы. Поэтому кре-
пежные болты должны обеспечивать определенное усилие сжатия,
которое создается затяжкой болтов нормированным крутящим мо-
ментом. При креплениях с очень мягкими резиновыми прокладками
затяжку болтов ограничивают распорными втулками. В этом
случае обеспечивается двухсторонняя упругая связь кузова с ра-
мой и на сжатие и на отрыв.

При слишком жестком соединении кузова и рамы, которое мо-
жет быть следствием излишне большого числа точек крепления,
чрезмерной затяжки болтов или очень большой жесткости прокла-
док и кронштейнов рамы, в салон будет передаваться шум, произ-
водимый колесами и силовым агрегатом. Слишком слабое соеди-
нение кузова и рамы может быть причиной недостаточной жестко-
сти всей несущей системы и, как следствие, — появления вибра-
ций и скрипов кузова.

Надлежащую жесткость для кронштейнов и прокладок, а также
степень затяжки болтов выбирают на основании опыта, проверяют
и уточняют в ходе экспериментальной доработки конструкции авто-
мобиля.

§ 123.	Материалы, применяемые для несущих систем

Для изготовления кузовов легковых автомобилей массовых
моделей применяют сталь, которая обеспечивает низкую стоимость
несущей системы и по своим физико-механическим свойствам допу-
скает высокую степень механизации и автоматизации производ-
ства. В связи с высокими требованиями к штампуемости для кузо-
вов применяют низкоуглеродистые специальные стали 08кп,
08Фкп, 08Ю и конструкционную сталь 08, которым, однако, свой-
ствен относительно низкий предел прочности. Для деталей кузова,
подверженных сильному воздействию коррозии (крылья, кожухи
колес, пол), часто используют цинкованную сталь.

Для больших панелей, как например, крыша, задние крылья,
двери, пол и т. д., обычно употребляют листовую сталь толщиной
0,9 мм, хотя на некоторых автомобилях применяют облицовочные
панели толщиной 0,75 мм и даже 0,65 мм, когда контуры сечения
панелей благоприятны с точки зрения жесткости.

Детали каркаса, такие как стойки, пороги, продольные балки
и поперечины основания, изготовляют из металла толщиной 1,0 и
1,3 мм. Для отдельных усилителей применяют металл толщиной
1,6 мм, а для больших автомобилей —даже толщиной 2,4 мм.

Разработаны алюминиевые сплавы для листового материала
более легкие и стойкие против коррозии, чем сталь, имеющие до-
статочно высокий предел прочности, обладающие при использо-
450
вании специальной технологии вполне удовлетворительной фор-
муемостью, легко свариваемые разными методами, в том числе
точечной сваркой. Однако применение их в качестве материала
для кузовов легковых автомобилей ограничено немногочислен-
ными моделями спортивных автомобилей и автомобилей высшего
класса, преимущественно для навесных частей кузова: дверей,
капота, крышки багажника. Причина этого заключается в основ-
ном в относительно низком модуле упругости, способствующем
увеличению деформации под действием нагрузки, и в трудности
восстановления кузова после повреждений, не говоря уже об от-
носительно высокой стоимости сравнительно со сталью.

В качестве материала для рам в основном используют низко-
углеродистую конструкционную сталь 20, обладающую относи-
тельно более высоким пределом прочности, но несколько худшей
штампуемостью, по сравнению со сталями, применяемыми для
кузовов; для наиболее сложных поперечин и кронштейнов исполь-
зуют сталь 08 для глубокой штамповки. Для изготовления лонже-
ронов и поперечин применяют листовой материал толщиной 3,0—
4,0 мм.

§ 124.	Жесткость и собственные колебания
несущей системы

Несущая система легкового автомобиля должна быть доста-
точно жесткой, для того чтобы исключить возможность:

разрушения ветрового стекла и стекла заднего окна от пере-
коса при одностороннем подъеме передней или задней части ав-
томобиля домкратом;

заклинивания дверей и крышки багажника в проемах при упо-
мянутых выше перекосах, так как зазоры в проемах из-за необхо-
димости их уплотнения не могут быть выполнены произвольно
большими;

повреждения краски на наружных поверхностях кузова;
ослабления соединений и появления скрипов;

разрушения и деформаций от сравнительно несильных ударов
при дорожных происшествиях;

возникновения резонанса изгибных и крутильных колебаний
несущей системы при совпадении частот ее собственных колеба-
ний с частотами вибраций, возбуждаемых колесами, упруго опер-
тыми на шины.

Кузов, предназначенный для установки на отдельную раму,
также должен обладать достаточной жесткостью для транспорти-
ровки и складирования.

Несущая система, не являясь абсолютно жесткой, подвергается
деформациям, в результате чего в ней возникают крутильные и
изгибные колебания. Чтобы избежать резонанса и связанных с ним
тряски и усталостных повреждений, частоты первых порядков
этих собственных колебаний должны быть достаточно удалены

15*	4SJ
друг от друга, а также от частот возбудителей колебаний и частот
собственных колебаний отдельных упруго закрепленных частей
автомобиля.

Распределение частот колебаний возбудителей и частот соб-
ственных колебаний частей для одного среднего автомобиля дано
на рис. 249. Верхняя граница диаграммы определяется пределом
слышимости человеческого уха (1,5—2,0) 104 1/с, а нижняя —
частотой собственных колебаний подвески, которая не может

Рис. 249. Распределение частот колебаний возбудителей и собственных колеба-
ний частей легкового автомобиля

быть сделана произвольно мягкой. Как видим, области частот
располагаются очень близко одна к другой, а в зоне высоких
частот даже накладываются одна на другую.

Особое значение имеют колебания колес на шинах, так как
в связи с относительной близостью частот этих колебаний и ча-
стот колебаний первого порядка несущей системы, особенно кру-
тильных, возможен резонанс, наиболее часто проявляющийся
в значительных относительных перемещениях ветрового стекла
и передних крыльев, что раздражающе действует на водителя и
пассажира, сидящих на переднем сиденьи.

Другим важным источником вибраций являются неуравнове-
шенные силы инерции второго порядка четырехцилиндрового дви-
гателя, которые действуют на большие плоские части мембранного
типа (например, крылья) и отдельные элементы кузова (двери,
буфера), являясь причиной возникновения шумов и стуков.
452
Если на колебания отдельных больших плоских деталей кузова
можно воздействовать, используя противошумную энергопогло-
щающую мастику, меняющую демпфирующие свойства этих ча-
стей кузова, а на колебания отдельно присоединенных частей
воздействовать изменением жесткости их крепления, что можно
выполнить на любой стадии постойки автомобиля, то некоторые
определенные минимальные изгибная и крутильная жесткости не-
сущей системы должны быть предусмотрены уже при ее соз-
дании.

Определим примерные значения частот изгибных и крутильных
колебаний несущей системы автомобиля с несущим кузовом. Рас-
сматривая собственные колебания несущей системы, можно пре-
небречь влиянием частей, упруго присоединенных к ней и имею-
щих частоту собственных колебаний, меньшую, чем частота соб-
ственных колебаний системы.

Если пойти дальше по пути упрощения и принять, что эквато-
риальный момент инерции сечения и распределение массы посто-
янны по длине автомобиля, то частота (1/с) собственных изгибных
колебаний несущей системы (свободная балка без сосредоточен-
ных масс)

<2")

где т —• масса несущей системы, кг; I — длина автомобиля, м;
J — экваториальный момент инерции сечения несущей системы, м4;
Е — модуль упругости стали при растяжении, Н/м2.

Узлы колебаний располагаются примерно на 1/6 длины от
концов автомобиля. Для т = 700 кг, I = 4,5 м, J = 20-10-8 м4
и Е = 21-1010Н/м2 частота собственных изгибных колебаний не-
сущей системы п — 29 1/с.

Если для определения частоты собственных крутильных коле-
баний несущей системы принять, что момент инерции сечения при
кручении и погонный момент инерции массы постоянны по длине
автомобиля, то частота (1/с) собственных крутильных колебаний
несущей системы (свободный стержень без сосредоточенных
масс)

<300>

где / — момент инерции несущей системы, кгм2; / —длина авто-
мобиля, м; JK —момент инерции сечения несущей системы при
кручении, м4; G—модуль упругости стали при сдвиге, Н/м2.

Узел колебаний располагается в середине длины автомобиля.

Для I =300 кг-м2, I =4,5 м, JK =3010-6 м4 и G =
= 8-1010 Н/м2 частота собственных крутильных колебаний несу-
щей системы пк = 21 1/с.
§ 125.	Экспериментальное и расчетное определение
деформаций несущей системы

Для оценки сопротивляемости несущей системы изгибу ис-
пользуют максимальное значение прогиба в случае опор, распо-
ложенных в поперечных плоскостях осей передних и задних колес
при некоторой определенной нагрузке, а для оценки сопротивляе-
мости кручению —угол закручивания на длине базы автомобиля
под действием некоторого определенного крутящего момента.

В отношении величины испытательной нагрузки, а для испыта-
ния на изгиб и мест приложения нагрузки, единообразия нет.
В последующем расчетном исследовании (гл. XXV) для определе-
ния прогиба принята нагрузка от веса пассажиров, равная числу
мест (считая и место водителя), умноженному на 750 Н, и предпо-
ложено, что составляющие нагрузки действуют в поперечных
плоскостях, отстоящих на 200 мм вперед от точек пересечения кон-
турных линий подушки и спинки сиденья. При этом вес багажа
не принят во внимание, так как багажник на легковых автомоби-
лях расположен вне базы и нагрузки, приложенные в багажнике,
уменьшают значение получающегося прогиба.

Выбор в качестве нагрузки веса пассажиров, а не веса всей
отделки и оборудования кузова и полезной нагрузки объясняется
тем, что деформации несущей системы от собственного веса кузова,
в частности, проемов дверей и окон, могут быть учтены и компен-
сированы при изготовлении кузова и установке его на раму.
Поэтому величина необходимых зазоров в проемах дверей и окон
определяется только нагрузкой от веса пассажиров. Чтобы иметь
возможность оценивать долю участия рамы в работе несущей си-
стемы в целом, необходимо применять одну и ту же нагрузку и
для несущей системы в целом и для отдельной рамы.

Угол закручивания определен для крутящего момента, равного
3000 Н м. В связи с линейной зависимостью между теоретичес-
кими значениями деформаций и крутящим моментом выбор рас-
четной нагрузки не имеет значения. Однако для испытаний выбор
нагрузки представляется весьма существенным, так как, с одной
стороны, увеличение нагрузки в известных пределах повышает
точность замеров, а с другой — увеличивает опасность превыше-
ния предела упругости и искажения конечных результатов.

Чтобы оценить не только общую сопротивляемость несущей
системы, но и выявить места резкого изменения сопротивляемо-
сти, при испытании несущей системы прогибы и углы закручива-
ния измеряют в последовательно расположенных поперечных
плоскостях, проходящих преимущественно через характерные
точки, например, в начале и конце местного изменения высоты
или ширины сечения лонжеронов рамы, в местах расположения
стоек и усилителей кузова и т. д. По результатам испытаний строят
кривые, характеризующие деформации: прогибы и углы закру-
чивания по длине несущей системы. На рис. 250 представлены
454
результаты испытания отдельно рамы и рамы с укрепленным на
ней кузовом.

Сравнение определенных в результате испытаний прогибов и
углов закручивания и вычисленных на основе их жесткостей не-
сущих систем безоговорочно допустимо только в отношении дан-
ных, полученных на одном и том же стенде при одинаковом спо-
собе установки (непосредственно или через рычаги подвески) и
методе нагружения (сосредоточенной или распределенной нагруз-

Рис. 250. Прогиб f п
угол закручивания <р
по длине рамы, полу-
ченные в результате
испытания рамы и ку-
зова на изгиб и на
кручение:

1— рама с укрепленным
на ней кузовом; 2 —рама

кой), а также при одинаковой комплектности несущей системы
(наличие ветрового стекла и стекла заднего окна, оперения, обивки
т. д.) и применении одной и той же методики выполнения замеров.

Например, только установка ветрового стекла и стекла заднего
окна уменьшает угол закручивания несущей системы примерно
на 5%, а установка всех стекол и обивки снижает прогиб и угол
закручивания на 18—20%.

Доля жесткости рамы в общей жесткости несущей системы
(изгибной и крутильной) составляет 35—70%. Сведения о значе-
ниях жесткостей несущих систем, испытанных на стенде по ме-
тодике НАМИ на изгиб и на кручение приведены в гл. III.

Чтобы еще на стадии проектирования автомобиля максимально
приблизиться к изгибной и крутильной жесткостям несущей си-
стемы, предварительно намеченным на основе прежнего опыта и
изучения автомобилей-аналогов, целесообразно, используя чер-
тежные размеры, рассчитать изгибную и крутильную жесткости
несущей системы для условий испытания на стенде.

Расчет несущей системы состоит в определении силовых факто-
ров, действующих в ее элементах, и деформаций в различных се-
чениях и на длине базы, по которым можно найти значения из-
гибной и крутильной жесткостей, чтобы сопоставить их с таковыми
для несущих систем, испытанных на стенде и проверенных в экс-
плуатации. Определение силовых факторов, действующих в не-
сущих системах, и создаваемых ими деформаций изложено
в гл. XXV.

Глава XXV

Расчет деформаций несущей системы

Изложим методы расчета прогибов и углов закручивания для
двух характерных типов несущих систем: периферийной рамы и
несущего кузова.

§ 126.	Периферийная рама

В качестве примера рассмотрена рама автомобиля с закрытым
четырехдверным семиместным кузовом. Для расчета рама пред-
ставлена плоской (рис. 251), лонжероны заменены параллельными
стержнями, а поперечины и «плечи» лонжеронов —стержнями
перпендикулярными лонжеронам. Соединения элементов рамы
в узлах приняты абсолютно жесткими.

В схеме учтено, что в применяемом стенде (см. рис. 54 и 55),
на котором можно проводить испытания и на изгиб и на кручение,
нагрузка в задней части рамы воспринимается через фальш-рес-
соры, присоединенные к кронштейнам задних рессор, а в перед-
ней части — через переднюю поперечину около мест ее соединения
с лонжеронами. Сделано также допущение, что нагрузки и реак-
ции приложены в вертикальных плоскостях, проходящих через
центры тяжести сечений лонжеронов, и предположено, что центр
тяжести сечения поперечины № 2 расположен в вертикальной пло-
скости, проходящей через ось передних колес. Из рассмотрения
исключена несиловая поперечина № 3, используемая для крепле-
ния агрегатов шасси и обладающая низкой жесткостью и на изгиб
и на кручение. На схеме даны размеры между осями элементов
рамы и точками приложения действующих на стенде сил и реакций.

Для сечений элементов рамы по известным формулам были опре-
делены экваториальные моменты инерции и моменты инерции
при кручении. Для упрощения принято, что стержни, заменяю-
456
щие элементы рамы, имеют постоянный момент инерции на всей
длине между узлами, для чего найденные значения моментов
инерции были соответствующим образом осреднены. Принятые

.Рис. 251. Схема периферийной рамы:

N» 1 — № 6 — номера поперечин; 1 — места креплений траверсы стенда

для расчета значения экваториальных моментов инерции J и
моментов инерции при кручении 7К сечений элементов рамы при-
ведены в табл. 37.

Таблица 37

Значения экваториальных моментов инерции J
и моментов инерции при кручении JK сечений элементов рамы

Лонжероны			Поперечины		
Участок	Эквато- риальный момент инерции J, см4	Момент инерции при кручении JK, см4	Участок  (№ попере- чины)	Эквато- риальный момент инерции J. см4	Момент инерции при кручении J к, см4
АВ	172	198	АО (№ 6)	88	0,3
ВС	508	689	BN (№ 5)	82	120
се	300	671	D'C (№ 4)	88	141
CD'	240	514	—	—-	—
D'E'	432	769	FJ (№ 2)	194	266
E'E	559	1052	GH (№ 1)	105	0,3
EF	722	716			
FG	353	306			

Изгиб. На основании принятых схемы рамы, расчетных нагру-
зок и выбранных точек их приложения подсчитываем реакции опор
и строим схему рамы для расчета па изгиб (рис. 252). Строго го-
воря, в рассматриваемом случае нагружения периферийная рама
будет представлять собой статически неопределимую систему, так
как часть нагрузки (1500 Н), соответствующая весу пассажиров,
457
сидящих на откидных сиденьях, приложена не в продольных пло-
скостях, проходящих через точки опор. При этом «плечи» и по-
перечины будут изгибаться, а лонжероны —закручиваться. Од-
нако, учитывая относительно небольшие величины «плеч» и на-
грузки, получающиеся при этом деформации не принимаем во
внимание и раму рассчитываем как обычную балку.

В отличие от принятых ранее обозначений, в этой главе кру-
тящий момент обозначен через Т, а изгибающий —через М.
Для расчета использован графоаналитический метод (рис. 253).

Рис. 252. Схема рамы для расчета на изгиб:
1 — ось передних колес; II — ось заднего моста

Прежде всего строим эпюру изгибающих моментов М, предпо-
лагая, что рама опирается в поперечных плоскостях оси передних
колес и задних кронштейнов рессор. В связи с тем, что лонжероны
имеют переменный экваториальный момент инерции, эпюру изги-
бающих моментов преобразуем для воображаемой балки постоян-
ной жесткости пересчетом ординат на наибольший экваториальный
момент инерции лонжерона Jmax; тогда

М' = М^.

По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов
этой воображаемой балки с постоянным моментом инерции 2Jmax.
Податливость «плеч» лонжеронов учитываем приложением в точ-
ках, соответствующих осям «плеч», условных нагрузок

(301)

где Т — крутящий момент, действующий в «плече», Н м; I —
длина «плеча», м; Е — модуль упругости стали при растяжении,
458
Ё =21-10е Н/см2; Jraax, см4; JK —момент инерции «плеча» при
кручении, см4; G — модуль упругости стали при сдвиге, G =
= 8-10е Н/см2.

Далее определяем опорные реакции воображаемой балки от
действия фиктивной нагрузки. Затем для каждого характерного

Рис. 253. К определению прогибов рамы гра-
фоа нал ити чески м методом:

I — ось заднего моста

сечения рамы вычисляем изгибающий момент М/ от фиктивной
нагрузки. Согласно основному положению графоаналитического
метода прогиб в каждом сечении действительной балки пропор-
ционален изгибающему моменту от фиктивной нагрузки в вообра-
жаемой балке

£2 J гаах	21 • 2 - /щах

где Mf —момент, Нм8; f —стрела прогиба, мм.

Величина f представляет собой стрелу прогиба при опоре зад-
ней части рамы в поперечной плоскости задних кронштейнов

459
рессор. Учитывая, что рама устанавливается на стенд при помощи
фальш-рессор, в величины прогибов должны быть внесены допол-
нительные поправки А/, распределяемые пропорционально длине
базы автомобиля. Способ определения величины поправки поня-
тен из построения на графике. Окончательный прогиб, соот-
ветствующий замерам на стенде,

/СТ = /-АД

В результате расчета для рассматриваемой рамы был получен
максимальный прогиб f = 3,39 мм.

Рис. 254. Схема рамы для расчета на кручение: Р1 = 3333 Н

Кручение. На основании принятых схемы рамы, расчетного
крутящего момента и выбранных точек приложения нагрузок и
реакций опор подсчитываем реакции опор и строим схему рамы
для расчета на кручение (рис. 254).

При закручивании рама, состоящая из двух лонжеронов, свя-
занных несколькими поперечинами, представляет собой статиче-
ски неопределимую систему. Число неизвестных зависит от числа
поперечин. При рассечении закручиваемой рамы продольной вер-
тикальной плоскостью в сечениях поперечин могут действовать
только крутящий момент и изгибающий момент в вертикальной
плоскости. Поэтому при одной поперечине система будет стати-
чески определимой, а каждая последующая поперечина вводит
две неизвестных. Таким образом, число неизвестных

п — 2 (т — 1),
где т —число поперечин.

Для рассчитываемой рамы число неизвестных

п = 2(5-1) = 8.

Силовые факторы, действующие в элементах статически неопре-
делимой системы, находим методом потенциальной энергии с ис-
460
пользованием теоремы Максвелла—Мора. При этом статически
неопределимую систему преобразуют в основную статически опре-
делимую систему, отбрасывая липшие связи и вводя шарниры
(рис. 255). Действие отброшенных связей возмещают приложением
в шарнирах двух моментов: изгибающего в вертикальной плоско-
сти и крутящего. Эти моменты представляют собой неизвестные,
подлежащие определению.

Расположение шарниров выбирают так, чтобы область влияния
неизвестной распространялась на возможно меньшую часть си-
стемы. Это сокращает объем вычислений. Значения неизвестных

Рис. 255. Основная статически определимая система при закручи-
вании рамы

силовых факторов находят из канонических уравнений, получаю-
щихся при применении к системе начала возможных перемещений:

®п-^1 4* $12-^2 $1з*з 4~ • • • 4~ &1пхп 4- $ю ~ 0;
$21^1 4“ $22^2 4~ $23^3 4~ • • • 4” $2н-^-Л 4“ $20 Ф
$31А 1 4" $33^2 4’ $3.3^3 4“ * * ‘ 4" $3,!^/! 4" $30 = 0;

(303)

$„Л14- $«2^2 4- $пз^з + • • • 4* ЬппХп 4- $ло — о>

где Хъ Х2, Х3... — неизвестные; 6и, 612,	—деформации, созда-

ваемые единичным моментом, прикладываемым в месте действия
неизвестной.

Первый индекс означает место деформации, а второй —неиз-
вестную, вызывающую деформацию. Индекс. О обозначает внешнюю
нагрузку. Например, 612 — обозначает деформацию в месте дей-
ствия неизвестной Xj от единичного момента, приложенного в месте
действия неизвестной Х2. На основе теоремы о взаимности пере-
мещений б21 — 612; бЛ1 = 6]3 и т. д.

Значения деформаций от единичных моментов определяют по
зависимости

6,1 = У[».,/г+У

к J EJ • J (jJk

(304)

4Г,1
где Mi и Т; —соответственно изгибающий и крутящий моменты
в рассматриваемом элементе основной статически определимой
системы от единичного момента, приложенного в месте действия
неизвестной Mk и Тк—то же, но для неизвестной Хк, dx —

liilllillllll

Кручение

а)	б)

Рис. 256. Единичные эпюры при закручивании рамы для случаев прило-
жения единичного момента в местах действия неизвестных Хк и Х2:

а — неизвестной Xt (Л1,, 7",); б — неизвестной Ха (Л1,. 7г)

дифференциал длины элемента системы; i имеет значения от 1 до и,
a k от 0 до п.

Единичные эпюры — эпюры моментов в основной статически
определимой системе, получающихся при приложении единичных

Рис. 257. Грузовая эпюра при закручивании рамы; внешняя
нагрузка Pt (.Wo', То)

моментов в месте действия неизвестных силовых факторов, пока-
заны на рис. 256. Грузовая эпюра —эпюра моментов в основной
статически определимой системе, получающихся при приложении
внешней нагрузки —усилий 1\, дана на рис. 257.
Значения интегралов для разных эпюр моментов Mit Мк и
!Т, Тк могут быть найдены непосредственно или взяты из спе-
циальных таблиц. Выбор знаков моментов произволен, однако
необходимо следовать одному правилу. Ниже принято: изгибаю-
щий момент положителен, если он вызывает растяжение в верх-

Р асч ет 612

Участок	Линия Г1, Линия			Г и  J 7Г	Линия Tt  Линия 7Z			г Т, т2 . J GJK **
ВА				1,2-2,667  26 J„B  1.6  7 ='EJxB				0
	1		1			’тгО		
								
	1,2				-1			
								
АО	-			0				0.9 2,667 _  67*  2,4
		Ht=0			1	+		
								
						0,5 '		
		X			'DO/			
ON				1,2 2,667  1.6  " EJak				0
		-				т,-=о		
								
	,667[+^  1.15				-1			
								
NB				0				0
	M, = o'				-1	-		
								
								
	XJ		-/		1 и			
„ _ _ J.2	3,2	2,4	_ _ 0,00088599 Ifl 1,0009  12	GJhtD 21 10c-172	810'0.3	10е	106	ID6								

Рис. 258. Образец бланка для вычисления значений б

них волокнах нагружаемого элемента системы, а крутящий мо-
мент положителен, если винт с правой резьбой под действием кру-
тящего момента ввертывается в сечение элемента.

В принятой основной статически определимой системе большая
часть коэффициентов обращается в нуль. Число коэффициентов,
отличных от нуля, в каждом уравнении не превышает пяти. Зна-
чения 6 удобно вычислять на бланке (рис. 258).

Решение системы линейных канонических уравнений легче
всего выполнять методом Гаусса, сущность которого заключается
в последовательном исключении неизвестных Xlt Х2, Хп_г
остается только А'Л). Для этого второе уравнение складывают
с первым, умноженным на т =	чтобы первые члены урав-

нении в сумме дали нуль.

В связи с широким диапазоном изменения коэффициентов 6
при решении канонических уравнений, вычисления необходимо
выполнять с точностью до шести значащих цифр. Отрицательное
значение неизвестной свидетельствует о том, что направление
ее действия обратно предварительно предположенному.

По найденным значениям Хъ А2, ..., Хл, единичным эпюрам
и грузовой эпюре, используя зависимости

Л4 = Л4о + Х1М1 + Х2М2+... + Х„Л1„;|
т=7’о + х1т1 + х2т2+...+х/1тл, J ( }
вычисляют изгибающие и крутящие моменты для каждого элемента
системы. По результатам строят суммарные эпюры (рис. 259) —
эпюры изгибающих и крутящих моментов в элементах статически
неопределимой системы.

Для вычисления угла закручивания рамы к системе в цепом
применяют начало возможных перемещений и теорему Л1аксвелла—
Мора. При этом угол закручивания рамы па длине базы автомо-
биля



мемд
EJ

dx,

(306)

где /Ис и Те —соответственно изгибающий и крутящий моменты,
возникающие в элементах системы при нагружении ее внешним
моментом, равным единице; Мя и Тд —соответственно изгибаю-
щий и крутящий моменты, возникающие в элементах системы при
нагружении ее внешним моментом Р±с = 3000 Н  м (с — плечо
действия силы).

Для каждого сечения каждого элемента системы:

Л4С =-уу и — поэтому угол закручивания (в рад)

ч,==^Е1 [(зо7)

Интегралы удобно вычислять на бланке по форме, аналогичной
приведенной на рис. 258. Если, как и выше, принять усилия в Н,
моменты в Н-м, отрезки в м, моменты инерции в см4, а модули
в Н/см2, то для = 3000 Н-м угол закручивания (в градусах)

4	3000102 { I j EJ ‘/Л' + I J GJk	(308)

В результате расчета для рассматриваемой рамы был получен
угол закручивания па длине базы ср = 0,8°.

Соответствие результатов расчета и испытания рамы зависит
от правильности выбора осредненных моментов инерции сечений..
464
Пренебрежение выгибом лонжеронов и поперечин в вертикальной
плоскости, местными уменьшениями сечений, а также наличием
больших отверстий в поперечинах привело к тому, что действи-
тельные деформации оказались больше расчетных на 15—20%.

Рис. 259. Суммарные эпюры при закручивании рамы:
а — изгибающих моментов; б — крутящих моментов

Точность расчетов можно увеличить более точным осреднением
значений моментов инерции сечений, для чего участки элементов
рамы между узлами необходимо дополнительно разделить на от-
резки с более узкими диапазонами изменения моментов инерции.
При этом соответственно возрастет объем вычислений.

Описанный метод расчета может быть применен также для
определения значений углов закручивания для промежуточных
465
сечений рамы и построения по ним кривой угла закручивания по
длине базы, аналогичной представленной на рис. 250. Трудоем-
кость большой вычислительной работы, связанной с решением
системы канонических уравнений, может быть значительно сни-
жена при использовании ЭЦВМ.

§ 127.	Несущий кузов

В качестве примера рассмотрен закрытый четырехдверный че-
тырехместный несущий кузов, выполненный^ по скелетной или
оболочковой схеме (рис. 260).

Кручение. Для определения угла закручивания необходимо
представить модель несущей системы, выделив основные несущие

Рис. 260. Схема несущего кузова и передачи усилий элементами несущей си-
стемы при закручивании кузова

элементы и отбросив элементы, исполняющие второстепенные
функции. Для рассматриваемого кузова несущую систему соста-
вляют: подмоторная рама, пол с перегородкой багажника, пере-
городка моторного отсека, боковины, рама ветрового окна, обра-
зуемая передними стойками боковин и усилителями проема, рама
заднего окна и крыша.

Крутящий момент Т в виде пары сил Рг, приложенных к бал-
кам подмоторной рамы в плоскости оси передних колес, передается
в виде пары сил Р{ к вертикальной нижней части перегородки
моторного отсека и в виде пары сил Р'{ — к боковинам. Пара сил
Pi, в свою очередь, передается на боковины в виде пары сил Pi.
466
Реактивный момент воспринимают две равноплечие фальш-
рессоры, присоединенные к связанным с боковинами кронштейнам
рессор, и имеющие ось качания в плоскости оси заднего моста.
Силы, действующие на балки подмоторной рамы при приложении
в плоскости оси передних колес крутящего момента Т,

Р1 = ^

А с ’

а реакции в кронштейнах рессор

Р2 _ Т

2 — 2d ‘

Для крутящего момента Т =3000 Н-м, расстояния между
продольными балками подмоторной рамы с = 0,625 м и ширины
кузова (расстояния между боковинами) d = 1,3 м:

Р1 = 4800 Н, -у-=1154Н.

Система пар сил P'i, Ръ Р2/2 и Р2/2, приложенных к боковинам,
создает момент, закручивающий кузов в продольной плоскости,
7'=Л^(,_гА.

Для принятых выше значений Т и d и b = 2,6 м
Г = 300044 = 6000 Н-м.

1

Если рамы ветрового и заднего окон условно представить в виде
плоских панелей и пренебречь поперечной жесткостью боковин,
то часть кузова между боковинами можно рассматривать как
свободно закручиваемый тонкостенный стержень замкнутого про-
филя. В этом случае действующие в сечении погонные касатель-
ные усилия (Н/м) можно определить по формуле Бредта

Т'

? 2£ >

(309)

где F — площадь продольного сечения кузова, м2.
Для F = 2,2 м2

7 =	= 1363’6 Н/м‘

Эти погонные касательные усилия действуют по кромкам несу-
щих элементов системы и создают в них напряжения сдвига. Исклю-
чения составляют рамы ветрового и заднего окон, в которых каса-
тельные усилия вызывают изгиб элементов, образующих рамы.
Для расчета угла закручивания кузова необходимо сделать
некоторые допущения:

боковины являются плоскими п расположены параллельно
плоскости симметрии автомобиля;

при закручивании кузова деформируются только подмоторная
рама, боковины в зоне между крайними стойками и рамы ветро-
вого и заднего окон; остальные части —панели —являются аб-
солютно жесткими на сдвиг;

при изгибе элементов боковин и оконных рам в их плоскости
примыкающие к ним участки панелей крыши, пола и т. д. не при-
нимают участия в передаче усилий.

Рис. 261. Подмоторная рама при закручивании кузова:
а — расчетная схема; б —эпюра изгибающих моментов

Далее определяем изгибающие моменты в элементах несущей
системы при закручивании.

Подмоторная рама. Силы, возникающие в местах сопряжения
подмоторной рамы с перегородкой моторного отсека и с боковинами
при приложении пары сил PY в плоскости оси передних колес,
определяем из следующих зависимостей (рис. 261, а):

Л = Р,-'±1; Р^Р, p-^Pi^^P^.

Для 1\ = 4800 Н, d = 1,3 м, с = 0,625 м, s = 1,0 м и t — 0,4 м
получим

Pl = 6720 Н; Р'о = 1920 Н; Р'{ = 923 Н.

Эпюра изгибающих моментов в элементах подмоторной рамы
при закручивании кузова приведена на рис. 261, б. За положи-
тельный принят изгибающий момент, вызывающий растяжение
в нижних волокнах элемента.

Боковины. Схема боковины и сил, действующих на нее, пока-
зана на рис. 262. При закручивании кузова по периметру его про-
дольного сечения на боковину действуют усилия ql, vjip I — длина
элемента, м.
Как было оговорено выше, передняя часть боковины впереди
передней стойки и задняя часть сзади задней стойки приняты аб-
солютно жесткими; это позволяет отбросить их, заменив влияние
касательных усилий, действующих в них по периметру продоль-
ного сечения кузова, моментами и вертикальными усилиями.

Приложив к передней стойке два равных и противоположно
направленных вертикальных усилия ql (где I —длина передней
стойки), можно заменить касательные усилия, действующие в от-
брасываемой части боковины, моментом q^F^ (где Fx — площадь,

Рис. 262. Схема боковины с действующими на нее
силами при закручивании кузова

ограниченная периметром продольного сечения кузова и передней
стойкой) и усилием ql, действующим вдоль передней стойки. Этот же
прием применяем и к задней части боковины.

Вертикальные усилия, приложенные к отбрасываемым частям
боковины: спереди усилие Р\, передаваемое от подмоторной рамы
к перегородке моторного отсека, а сзади усилие Р2/2, приклады-
ваемое к заднему кронштейну рессоры, также заменяем момен-
том и вертикальным усилием, действующим вдоль стойки. Эти
усилия

Р, = А-^ = 6720-°^-= 3231 Н; -^ = 1154 Н.

Введенные моменты должны быть заменены парами горизон-
тальных сил, приложенных по концам передней и задней стоек.
В результате этих преобразований боковина представляется рас-
четной схемой, показанной на рис. 263, а.

Боковина, состоящая из двух горизонтальных балок, соеди-
ненных стойками, является статически неопределимой системой.
Число неизвестных зависит от числа стоек. При одной стойке
система статически определима. Учитывая сделанные выше допу-
щения, принимаем, что в каждом сечении боковины действуют сле-
дующие силовые факторы: изгибающий момент в вертикальной
плоскости, нормальное усилие и срезающее усилие в вертикальной
плоскости. Поэтому каждая дополнительная стоика вводит три
неизвестных. Таким образом, рассматриваемая боковина представ-
ляет собой шестикратно статически неопределимую систему.

Силовые факторы, действующие в элементах статически неопре-
делимой системы, определяем так же, как и при расчете рамы на
кручение, т. е. методом потенциальной энергии с использованием
теоремы Максвелла—Мора. При этом статически неопределимую
систему преобразуем в основную статически определимую систему

Рис. 263. Боковина при
закручивании кузова:
а — расчетная схема; б —
основная статически опреде-
лимая система; в — суммар-
ная эпюра изгибающих мо-
ментов

посредством рассечения и отбрасывания лишних связей, дейст-
вие которых возмещается приложением в местах рассечения изги-
бающего момента, нормального и срезающего усилий, являющихся
неизвестными, подлежащими определению (рис. 263, б).

Значения неизвестных силовых факторов находим из канони-
ческих уравнений, получающихся при приложении к системе на-
чала возможных перемещений. Значения деформаций от единич-
ных силовых факторов определяем по зависимости (304) без вто-
рого члена (учитывающего деформации, создаваемые крутящими
моментами).

За положительный принимаем изгибающий момент, если он
вызывает растяжение в наружных волокнах по отношению к рас-
сматриваемому замкнутому контуру. При выборе знака момента
в средней стойке за наружную сторону принимаем ее сторону,
обращенную назад. Для принятой основной статически определи-
470
мой системы число коэффициентов, отличающися от нуля, в каж-
дом уравнении не превышает пяти.

Момент инерции стойки может меняться по ее длине. Это можно
учесть, разделив стойку на части, для которых момент инерции
может быть принят постоянным, или выразив его величину в функ-
ции длины стойки. Систему линейных канонических уравнений
решаем методом Гаусса. По найденным значениям неизвестных
силовых факторов Х2, , Хс„ единичным эпюрам и грузовой
эпюре, используя зависимость (305), вычисляем изгибающие мо-
менты для каждого элемента системы. На рис. 263, в приведена
суммарная эпюра изгибающих моментов в элементах боковины.

Рис. 264. Рамы ветрового и заднего окон при закручивании кузова:
а — расчетная схема; б — эпюра изгибающих моментов

Рамы ветрового и заднего окон. Под действием усилий сдвига
элементы рамы нагружаются изгибающими моментами в плоско-
сти рамы (рис. 264, а). При этом рама представляет собой стати-
чески неопределимую систему. Определение неизвестных в этом
случае основано на симметрии рамы относительно горизонтальной
и вертикальной осей и равенстве моментов инерции для противо-
положных элементов рамы, в результате чего изгибающий мо-
мент в середине длины каждой стороны рамы равен нулю. Для
принятых обозначений максимальное значение изгибающего мо-
мента, действующего в углах рамы,

Эпюра изгибающих моментов, действующих в элементах рамы,
приведена на рис. 264, б. За положительные приняты изгибаю-
щие моменты, вызывающие растяжение в наружных волокнах
элемента.

Для вычисления угла закручивания несущей системы кузова
к деформируемым частям системы — подмоторной раме, двум бо-
ковинам, рамам ветрового и заднего окон — применяем начало
возможных перемещений и теорему Максвелла—Мора. При этом
учитываем только энергию деформаций, создаваемых изгибающими
моментами. Угол закручивания несущей системы кузова на длине
базы автомобиля для момента Ргс = 3000 Н-м определяем по за-
висимости (308) без второго члена. В этой зависимости Мп — изги-
бающий момент в элементах несущей системы при нагружении ее
внешним моментом Т = 3000 Н-м.

Для рассматриваемого случая было получено = 0,54°.

При необходимости в расчете помимо деформаций, создаваемых
изгибающими моментами, могут быть учтены также деформации,
создаваемые другими силовыми факторами, действующими в эле-
ментах несущей системы. В наиболее общей форме уравнение
(307) имеет вид



(ЗЮ)

где Тл — крутящий момент в элементах несущей системы при
нагружении ее внешним моментом Т\ Nд — нормальное усилие
в элементах несущей системы при нагружении ее внешним мо-
ментом Т; <7Д — погонное касательное усилие в панелях несущей
системы при нагружении ее внешним моментом Т; S — площадь
поперечного сечения элемента; F — полная площадь панели; h —
толщина панели.

Рис. 265. Схема несущей системы при изгибе кузова под дейст-
вием веса пассажиров

Изгиб. Несущая система кузова при нагружении его нагруз-
кой от веса пассажиров состоит из подмоторной рамы, перегородки
моторного отсека, боковин, пола с перегородкой багажника и
крыши. Схема несущей системы кузова при изгибе нагрузкой
от веса пассажиров показана на рис. 265. Доля нагрузки от веса
пассажиров, приходящейся на передние колеса,



1500.1,4 + 1500-0,3

2,6

= 981 Н,

а на задние колеса

1500-1,2 + 1500-2,3

2,6

2019 IJ.
Реакция Plt приложенная к балкам подмоторной рамы в пло-
скости осп передних колес, создает в местах их опоры на верти-
кальную нижнюю часть перегородки моторного отсека сил}' Р",
которая передается на боковины, и силу Р{ в поперечной плоско-
сти средней стойки боковины, которая также передается на боко-
вины. Реакции P.J2 воспринимают фальш-рессоры.

При расчете прогиба делаем следующие допущения:

боковины являются плоскими и располагаются параллельно
плоскости симметрии автомобиля;

при изгибе кузова деформируются подмоторная рама и боко-
вины в зоне между крайними стойками вместе с примыкающими

участками пола и крыши; ос-
тальные части или не несут на-
грузки, или приняты абсолют-
но жесткими.

Далее определяем изгиба-
ющие моменты в элементах не-
сущей системы при изгибе ку-
зова под действием веса пас-
сажиров.

Подмоторная рама. Силы,
возникающие в местах сопря-
жения рамы с перегородкой
моторного отсека и боковинами
при приложении нагрузки от
веса пассажиров, определяем
из следующих зависимостей:
м±.

Рис. 266. Эпюра изгибающих моментов
в подмоторной раме при изгибе кузова
пцт действием веса пассажиров

Для Pi = 981 Н, Р[ = Pi = 1373 Н и Р, = 392 Н.

Эпюра изгибающих моментов в элементах подмоторной рамы
при изгибе кузова нагрузкой от веса пассажиров приведена па
рис. 266.

Боковины. Как и раньше, переднюю часть боковины впереди
передней стойки и заднюю часть сзади задней стойки принимаем
абсолютно жесткими и отбрасываем.

Вертикальные усилия, приложенные к отбрасываемым частям
боковин: спереди сила Р{", передаваемая от подмоторной рамы
к перегородке моторного отсека, а сзади сила P.J2, прикладывае-
мая к задним кронштейнам рессор, — заменяем моментом и верти-
кальным усилием, действующим вдоль стойки. Введенные моменты
должны быть заменены парами горизонтальных сил, приложенных
по концам передней и задней стоек. В результате этих преобразо-
ваний боковины представляются расчетой схемой, показанной
на рис. 267, а.

Силовые факторы, действующие в элементах боковин при изгибе
кузова, определяем так же, как и при расчете на кручение с ис-
473
пользованием тех же единичных эпюр. Значения экваториальных
моментов инерции горизонтальных балок боковин, принятые выше,
при расчете на кручение должны быть увеличены с учетом примы-
кающих участков пола и крыши, однако в рассматриваемом при-
мере для сокращения расчетной работы были приняты те же зна-
чения моментов инерции. На рис. 267, б приведена суммарная
эпюра изгибающих моментов в элементах боковин.

Для вычисления прогиба в каком-либо поперечном сечении си-
стемы согласно теоремы Максвелла—Мора необходимо также найти

Рис. 267. Боковины при изгибе кузова поц действием веса пассажиров:
а — расчетная схема; б — суммарная эпюра изгибающих моментов

значения силовых факторов в элементах системы, возникающих
под действием единичной нагрузки, приложенной в рассматривае-
мом поперечном сечении.

Для определения максимального прогиба кузова необходимо
вычислить значение прогиба для последовательных сечений по
длине базы автомобиля.

В качестве примера приведено определение прогиба в месте
действия веса пассажиров, сидящих на переднем сиденьи (точка N).
При этом ход вычисления силовых факторов остается таким же,
как и для внешней пассажирской нагрузки. Доля единичной на-
грузки, приходящейся на передние колеса Рг = 0,5385 Н, а на
задние колеса Р2 = 0,4615 Н.

Подмоторная рама. Силы, возникающие в местах сопряжения
рамы с перегородкой моторного отсека и боковинами,

Р\ = р[ = 0,7538 Н; P'i = 0,2154 Н.

Эпюра изгибающих моментов в элементах подмоторной рамы
при изгибе кузова единичной нагрузкой приведена на рис. 268.

Боковины. В результате преобразований боковины представля-
ются расчетной схемой, аналогичной показанной ранее (см.
474
рис. 267, а). При определении силовых факторов, действующих
в элементах боковин, все коэффициенты 6 канонических уравне-
ний, кроме содержащих в индексе 0, остаются такими же, как и
для случая внешней нагрузки от веса пассажиров. На рис. 269
приведена суммарная эпюра изгибающих моментов.

Для вычисления прогиба несущей системы кузова в рассма-
триваемом поперечном сечении к деформируемым частям системы —
подмоторной раме и двум боковинам с примыкающими к ним уча-
стками пола и крыши — применяем начало возможных перемеще-

Рис. 268. Эпюра изгибающих мо-
ментов в подмоторной раме при из-
гибе кузова единичной нагрузкой,
приложенной в точке N

Рис. 269. Суммарная эпюра изги-
бающих моментов в боковинах при
изгибе кузова единичной нагрузкой,
приложенной в точке У

ний и теорему Максвелла—Л1ора. При этом прогиб несущей
системы кузова в рассматриваемом сечении

<з11>

где	— изгибающий момент в элементах несущей системы при

нагружении ее нагрузкой от веса пассажиров, равной 1500 +
+ 1500 Н; Ме — изгибающий момент в элементах несущей си-
стемы при приложении единичной нагрузки в рассматриваемом
поперечном сечении (точка N).

Если, как и выше, принять моменты в Н-м, отрезки в м, мо-
менты инерции в см4, а модуль упругости в Н/см2, то прогиб (в мм)

f = Ю У, j dx.

(312)

В рассматриваемом случае в точке /V прогиб f — 0,22 мм.

При необходимости в расчете помимо деформаций, создаваемых
изгибающими моментами, могут быть учтены также деформации,
создаваемые другими силовыми факторами, действующими в эле-
ментах несущей системы. В наиболее общей форме уравнение (311)
имеет вид

/= s f	+2 J + №

(313)

где Тд и NK — соответственно крутящий момент и нормальное
усилие в элементах несущей системы при нагружении ее
весом пассажиров; Те и Ne — соответственно крутящий момент
и нормальное усилие в элементах несущей системы при приложе-
нии единичной нагрузки в рассматриваемом поперечном сечении
(точка N); qK — погонное касательное усилие в панелях несущей
системы при нагружении ее весом пассажиров; qe — погонное
касательное усилие в панелях несущей системы при приложении
единичной нагрузки в рассматриваемом поперечном сечении
(точка N).

В рассматриваемом примере прогиб в поперечной плоскости
оси заднего моста не равен нулю, так как часть внешней нагрузки
(1500 Н) приложена сзади плоскости передних кронштейнов рес-
сор. В связи с этим в полученные значения прогибов необходимо
внести поправку так же, как и для случая изгиба периферийной
рамы. Для каждого поперечного сечения поправка равна прогибу,
полученному для поперечной плоскости оси заднего моста, умно-
женному на отношение расстояния данного сечения от поперечной
плоскости оси передних колес к базе автомобиля.

Приведенные здесь методы расчета деформаций кручения и из-
гиба несущего закрытого кузова легкового автомобиля следует
рассматривать как приближенные, предназначающиеся для ис-
пользования при сравнительных расчетах на начальной стадии
проектирования автомобиля.

В Советском Союзе разработаны методы точных расчетов несу-
щих кузовов легковых автомобилей с использованием теории тон-
костенных биконструкций. В последнее время для точных расче-
тов несущих кузовов все более широкое распространение получает
метод конечных элементов, основанный на применении матриц
и использовании ЭЦВМ.
Список литературы

1.	Автомобилестроение, серия ОС-XI. М., ЦИНТИАМ, 1964.

2.	Багров Г. М. Построение разворота управляемых колес при различных
положениях подвески автомобиля. — «Автомобильная промышленность»,
1963, № 9.

3.	Бухарин Н. А., Прозоров В. С. и Щукин М. М. Автомобили. М., «Машино-
строение» 1965.

4.	Великанов Д. П. Эксплуатационные качества отечественных автомобилей.
М., Автотрансиздат, 1962.

5.	Вихерт М. М., Доброгаев Р. П., Ляхов М. И. Конструкция и расчет
автотракторных двигателей. М., «Машиностроение», 1964.

6.	Гаспарянц Г. А. Главная передача автомобиля. Альбом чертежей и методи-
ческие указания по проектированию. М., МАМИ. 1973.

7.	Гинцбург Л. Л. Управляемость автомобиля на повороте. М., НИИНАвто-
пром, 1968 (Серия «Автомобилестроение»).

8.	Гинцбург Л. Л. и Фиттерман Б. М. Некоторые вопросы управляемости
автомобиля. — «Автомобильная промышленность», 1964, Ns 8 и И.

9.	Гольд Б. В. Проектирование автомобилей. М., Машгиз, 1956.

Ю. Долматовский Ю. А. Основы конструирования автомобильных кузовов.
М., Машгиз, 1962.

11.	Литвинов А. С., Ротенберг Р. В. и Фрумкин А. К- Шасси автомобиля. М.,
Машгиз, 1963.

12.	Лысов М. И. Рулевые управления автомобилей. М., «Машиностроение»,
1972.

13.	Мамаев Б. Н. Методика замеров основных параметров легковых автомо-
билей. — В сб.: Вопросы расчета, конструирования и исследования авто-
мобиля. М., «Машиностроение», 1968 (Труды Моск, автомобильного завода
им. И. А. Лихачева).

14.	Мащенко А. Ф. Тормозная система автомобиля. М., «Высшая школа», 1972.

15.	Методические указания по определению оптовых цен на новую автомобиль-
ную технику, М., Минавтопром, 1972.

16.	Павловский Я. Автомобильные кузова. Пер. с польск. М., «Машиностро-
ение», 1972.

17.	Пархиловский И. Г. Автомобильные листовые рессоры. М., «Машинострое-
ние», 1978.

18.	Петрова С. Н. Аналитический метод определения перемещений рессорной
подвески. — В сб.: Вопросы расчета, конструирования и исследования ав-
томобиля. М., НИИНАвтопром, 1973 (Труды Моск, автомобильного завода
им. И. А. Лихачева).

19.	Родионов В. Ф. Выбор рабочего объема двигателя для легкового автомо-
биля. — В сб.: Вопросы расчета, конструирования и исследования автомо-
биля. М., «Машиностроение», 1968 (Труды Моск, автомобильного завода
им. И. А. Лихачева).

20.	Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. М., «Машиностроение», 1972.

21.	Справочник инженера автомобильной промышленности. Т. 1, Пер. с англ.
М., Машгиз, 1962.
22.	Справочник инженера автомобильной промышленности. Т. 2. Пер. с англ.
М., Машгиз, 1963.

23.	Таборек Ярослав. Механика автомобиля. Пер. с англ. М., Машгиз, 1960.

24.	Фиттерман Б. М. Выбирать конструкцию, исходя из комплексных требо-
ваний. — «Автомобильный транспорт», 1966. № 9.

25.	Фиттерман Б. М. и Гинцбург Л. Л. Исследование вибраций кузова легко-
вых автомобилей методом испытаний на стенде с беговыми барабанами. —
«Автомобильная промышленность, 1967, № 2 и 11.

26.	Хальфан Ю. А. Мероприятия, повышающие безопасность конструкции лег-
кового автомобиля. М„ НИИНАвтопром, 1967 (Серия «Автомобилестроение»),

27.	Хельдт П. М. Автомобильные сцепления и коробки передач. Пер. с англ.
М., Машгиз, 1960.

28.	Чудаков Е. А. Расчет автомобиля. М., Машгиз, 1947.

29.	Bastow D. Suspension, Steering and Tyres. «The Private Саг». The Inst, ol
Meeh. Eng., London, 1960.

30.	Buschmann H. und Koessler P. Taschenbuch fur den Kraftfahrzeug Iiigenieur.
Anstalt Stuttgart, 1963.

31.	Condon W. T. Application of Universal Joints to Construction and Industrial
Machinery. SAE preprint No 4O3B, 1961.

32.	Grime G. The Automatic Cushion Restraint—A New Passive Safety Program.
SAE paper No 720439.

33.	Grylls S. H. Passenger Car Comfort. «The Private Саг», The Inst, of Meeh. Eng.,
London, 1960.

34.	Hoyt K. L., Madox C. F., Miller N. R. and Zadawa D. F. Computer Solves
Complex Suspension/ Geometry Problems. SAE preprint No 127A, 1960.

35.	Kapture V. D. and Myal M. C. The General Motors Comfort Dimensioning
System. SAE preprint No 267B, 1961.

36.	Koessler P. Zum Bremsnickausgleich. «ATZ» 1973 No 3.

37.	Love R. R. and Bosley A. D. Front Suspension—Analitically Speaking.
SAE preprint No 295B, 1961.

38.	Merkmale eines japanischen Personenwagens der Mittelklasse. «ATZ», 1976
No 10.

39.	Metz D., Carlson A., Golden L. and Owen R. The Design of Variable Anti-
dive Vehicle Suspension Systems. Trans, of the ASME. «Journal of Engine-
ering for Industry». 1976 February.

40.	Platt M. The Structure of the Automobile. «The Private Car». The Inst, of
Meeh. Eng., London, 1960.

41.	SAE Aerospace—Automotive Drawing Standards, 1963.

42.	SAE Handbook 1975, Part 2.

43.	SAE Manual on Design and Application of Leaf Springs No J 788a 1970.

44.	Stonex K- A. Trends of Vehicle Dimensions and Performance Characteristics.
SAE preprint No 539A, 1962.

45.	Weber W. Entwurf und Berechnung von Achsschenkel—Lenkungen. «Auto-
mobil Industrie», 1964 April.

46.	Winkelmann O. J. Anforderungen an das Fahrverhalten von Kraftfahrzeugen.
«ATZ», 1961 No 5.

47.	Wolfe J. D. Independent Front Suspension. «Computer Explosion in Truck
Engineering». SAE Sp—240, 1962.
Оглавление

Предисловие ко второму изданию ...................................... 3

Введение Б. М. (Фиттерман)........................................... 4

ЧАСТЬ ПЕРВАЯ

Выбор компоновочной схемы, исходных параметров и показателей авто-
мобиля (Б- М-	Фиттерман)	............................... 9

Глава	I.	Классификация легковых автомобилей.................. 9

Глава	II.	Компоновочные схемы легковых автомобилей.......... 27

Глава	III.	Выбор типа агрегатов в зависимости от компоновочной

схемы автомобиля.................................... 47

Глава	IV.	Выбор параметров и показателей агрегатов ....	112

Глава	V.	Общие требования к безопасности конструкции с по-	145

зиций компоновки	легкового автомобиля............. 161

Глава	VI.	Анализ компоновочных схем легковых автомобилей	172

Глава	VII.	Методика предварительного расчета масс и определе-

ние положения центров тяжести агрегатов и авто-
мобиля ............................................ 207

Глава	VIII.	Техническое задание и эскизный	проект............ 213

Глава	IX.	Внешние формы и интерьер ........................ 222

Глава	X.	Технический проект............................... 261

часть вторая

Общая компоновка автомобиля (В. Ф. Родионов)....................... 261

Глава XI. Разработка общей компоновки автомобиля ....	261

Глава XII. Выбор определяющих и габаритных размеров двига-
теля и агрегатов систем охлаждения и выпуска газов 288

Глава XIII. Выбор определяющих размеров агрегатов трансмис-
сии ............................................................. 291

Глава XIV. Выбор параметров и проектирование подвески сило-
вого агрегата.................................................... 298

Глава XV. Проверка карданной передачи на вибрацию ....	312

Глава XVI. Общие требования, предъявляемые к подвеске и вы-
бор ее основных показателей ..................................... 322

Глава XVII. Проектирование задней подвески при неразрезной
балке заднего моста.............................................. 326

Глава XVIII. Проектирование независимых передней и задней под-
весок ........................................................... 344

Глава XIX. Определение угла крена и углов увода колес под дей-
ствием боковой силы.............................................. 374

Глава XX Выбор параметров и проектирование рулевого при-
вода ............................................................ 378

Глава XXI. Проверка согласованности рулевого привода и перед-
ней подвески..................................................... 395

Глава XXII. Построение контуров кожухов колес и проемов в кры-
льях или боковинах кузова	..................... 414

Глава XXIII. Выбор параметров и проектирование тормозного уп-
равления ........................................................ 420

Глава	XXIV.	Проектирование несущей системы.................. 435

Глава	XXV.	Расчет деформаций несущей	системы............... 456

Список литературы.................................................. 477
ИБ № 528

Василий Федорович Родионов,
Борис Михайлович Фиттерман

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЛЕГКОВЫХ

АВТОМОБИЛЕЙ

Редактор О. Д. Горчакова

Художественный редактор В. В. Лебедев
Технический редактор Н. В. Тимофеенко
Корректор Н. Г. Богомолова

Переплет художника В. П. Новикова

Сдано в набор 02.11.79. Подписано в печать 03.03.80. Т-00786.

Формат 60X90Vie. Бумага типографская Хе 2.

Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 30,0.

Уч.-изд. л. 31,2. Тираж 5500 экз. Заказ № 1581. Цена 3 р. 60 к.

Издательство «Машиностроение»,
1-й Басманный пер., 3

107885, Москва, ГСП-6,

Ленинградская типография № 6 Ленинградского
производственного объединении «Техническая книга»
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10.