шасси
автомобиля
ЗИЛ*13О
Ш 27
УДК 629.114.4 : 629.11.01.001.2
Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Под ред. А. М. Кригера. М.,
Машиностроение, 1973, 400 с.
В книге обобщен опыт проектирования грузового автомобиля
ЗИЛ-130. Особое внимание уделено испытанию и доводке агрега-
тов трансмиссии, ходовой части, кабины и платформы. Рассмат-
ривается шумовая характеристика автомобиля, а также приведе-
ны результаты его эксплуатационных испытаний. Эта книга, так
же как и уже вышедшая книга «Автомобильный двигатель
ЗИЛ-130», написана коллективом инженеров автомобильного за-
вода им. II. А. Лихачева, принимавших непосредственное уча-
стие в создании автомобиля ЗИЛ-130.
Книга предназначена для инженеров, занимающихся проек-
тированием, испытанием и доводкой автомобилей. Табл. 121,
ил. 161.
Рецензент 3. Л. Сироткин.
Редакционная коллегия: С. М. Подольский. Г. Б. Арманд,
Г. И. Гольдберг, В. Б. Певцов.
Ш-----3183233— 233-73
038 (011-73
© Издательство «Машиностроение», 1973 г.
ШАССИ АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
Виктор Анатольевич Агейкин, Леонид Михайлович Аксенов, Аркадий Борисович
Беренфельд, Евгений Маркович Гоиикберг, Анатолий Давыдович Дербаремдикер,
________Юрий Александрович Дудовский, Александр Дмитриевич Дымшиц,
(Борис Михайлович Дышмаи | , Виктор Павлович Егоров. Александр Георгиевич Зубакин,
Владимир Васильевич Исаев, Георгий Иванович Каюков, Василий Ефремович Кошкин,
Всеволод Сергеевич Красиков, Анатолий Маврикиевич Кригер, Владлен Владимирович
Лайок, Владимир Григорьевич Мазепа, Лев Николаевич Маклаков, Вадим Дмитриевич
Милягии, Борис Николаевич Орлов, Юрий Вениаминович Пестов, Георгий Иванович
Сазонов, Лев Петрович Соломонов, Борис Яковлевич Сосков, Леонид Александрович
Тарасов, Станислав Яковлевич Этманов
Редактор издательства Л. И. Егоркина
Технический редактор Л. А. Макарова
_________Корректор И. М. Борейша. Художник Е. В. Бекетов__________________
Сдано в набор 6/VI — 1973 г. Подписано к печати 11/XI — 1973 г. Т-17827
Формат 60 X 90/i6	Бумага № 1	Печ. л. 25,0	Уч.-изд. л. 25.9
Тираж 9000 экз.	Зак. № 1071.	Цена 1 р. 60 к.
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», 107885, Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Экспериментальная типография ВНИИ полиграфии Государственного комитета Совета
Министров СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
Москва, К-51, Цветной бульвар, 30
Глава 1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА
ИСХОДНЫХ ПАРАМЕТРОВ АВТОМОБИЛЯ
ЗИЛ-130 И ЕГО ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ
ПОКАЗАТЕЛИ
ОБЩАЯ КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЯ
В техническом задании заводу предлагалось разработать
проект двухосного грузового автомобиля с приводом на заднюю
ось грузоподъемностью 4 т при эксплуатации на различных
автомобильных дорогах. Грузоподъемность автопоезда с этим
автомобилем при движении по дорогам с усовершенствованным
покрытием задавалась равной 9—10 т.
При проектировании необходимо было предусмотреть созда-
ние на базе основных агрегатов шасси грузового автомобиля
ЗИЛ-130 автомобиля-тягача ЗИЛ-130А с номинальной грузо-
подъемностью 4 т для систематической работы с прицепом той
же грузоподъемности по дорогам с усовершенствованным
покрытием; седельного тягача ЗИЛ-1 ЗОВ для буксировки полу-
прицепов общей массой 10,5 т по дорогам с усовершествован-
ным покрытием и шасси самосвала ЗИЛ-130Д грузоподъемно-
стью 4,5 т для работы с экскаватором на строительных
площадках.
Создание этого семейства автомобилей в большой степени
зависело от правильно выбранных параметров и конструкции
двигателя, а также шасси базового автомобиля.
Впоследствии грузоподъемность автомобилей ЗИЛ-130 с
бортовыми платформами при эксплуатации на всех дорогах
(кроме грунтовых) была принята равной 5 т с одновременным
увеличением грузоподъемности прицепа до 5 т. Соответственно
для работы на дорогах с усовершенствованным покрытием
грузоподъемность как автомобиля, так и прицепа была доведе-
на до 6 т, что существенно увеличивало производительность
автопоездов с тягачами ЗИЛ-130.
При полной массе автопоезда с тягачом ЗИЛ-130, колеблю-
щейся в пределах 14,5—19,5 т (с учетом эксплуатации по доро-
гам с усовершенствованным покрытием), удельная мощность
должна составлять 7,6—10,2 л. с./т. Этому требованию соот-
ветствовал V-образный восьмицплиндровый двигатель с рабо-
чим объемом 6 л и мощностью 148 л. с. при частоте вращения
коленчатого вала 3100 об/мин.
3
Увеличение производительности автомобилей ЗИЛ нового
семейства обусловливается повышением их скоростей движения
и грузоподъемности по сравнению с соответствующими пара-
метрами ранее выпускавшихся автомобилей. Максимальные
скорости движения автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 находи-
лись в пределах 65—75 км/ч, а максимальная скорость автопо-
езда с тягачом ЗИЛ-130 составляет 80—85 км/ч. Вследствие
роста максимальной скорости существенно (иногда до 2 раз)
повысилась и средняя скорость движения.
1. Краткая техническая характеристика
грузовых автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164
Параметры	ЗИЛ-164*	ЗИЛ-130
Собственная масса автомобиля в снаряженном состоянии в кг .			4 100	4300
Грузоподъемность в т (номинальная)	4	5; 6**
Полная масса*** автомобиля с грузом в кг	8 325	9525;
Полная масса*** автопоезда с грузом в кг . .	14 700	10 525*** 17 525;
Распределение веса по осям автомобиля с гру- зом в кгс: на переднюю ось		2160 (26%)	19 525** 2575 (27%)
на заднюю ось .			6165 (74%)	6950 (73%)
Размеры в мм База	 		4000	3800
Колея передних колес ...	. 		1700	1800
Колея задних колес (между серединами двой- ных скатов)			1740	1790
Габаритные размеры (номинальные): длина 		6720	6675
ширина	 .	.	. . .	2470	2500
высота по кабине (без груза) .	2180	2350
Дорожный просвет при полной нагрузке: под передней осью		325	325
под задней осью			265	265
Размер шин	 .	9.00—20	260—20,
Эксплуатационные данные при номинс	ИЛИ 260-20 1льной нагрузк	260—508 или 260—508Р е
Максимальная скорость в км/ч		75	90
Максимальный подъем, преодолеваемый на пер- вой передаче ...... 	 .	18°	20°
Минимальный радиус поворота по колее на- ружного колеса в м	 		8,5	8,0
Емкость топливного бака вл			150	170
* С октября 1964 г. снят с производства и заменен автомобилем ЗИЛ-130.
** При эксплуатации по дорогам с усовершенствованным покрытием.
** С учетом массы трех человек в кабине.
4
Некоторые параметры технической характеристики авто-
мобиля ЗИЛ-130, указанные в техническом задании, были уточ-
нены в результате заводских испытаний и доводочных работ.
Уточненная техническая характеристика автомобиля приведена
в табл. 1.
Как известно, в современном автомобилестроении получили
распространение три основных вида компоновок грузовых
автомобилей:
—	с кабиной, расположенной за двигателем;
—	с кабиной, расположенной за двигателем, но со значи-
тельным смещением на него;
—	с кабиной, расположенной над двигателем или перед ним
(передняя кабина).
Последний вид компоновки, обладая рядом бесспорных
преимуществ (хорошая обзорность, отсутствие оперения,
уменьшение базы, а следовательно, и габаритов, хорошая ма-
невренность), в то же время приводит к повышению нагрузки на
переднюю ось автомобиля (до 33%). Поэтому при создании
грузового автомобиля ЗИЛ-130, приспособленного для эксплуа-
тации в различных дорожных условиях (по дорогам с усовер-
шенствованным покрытием, в карьерах, по бездорожью),
предпочтение было отдано более консервативной компоновке -
установке кабины за двигателем. При этом учитывались еще
некоторые недостатки передней кабины: затрудненность досту-
па к двигателю (или необходимость иметь на автомобиле спе-
циальные подъемные устройства для опрокидывания кабины
вокруг ее передней нижней кромки) и создание надлежащей
шумо- и теплоизоляции кабины.
Выбрав общую компоновку грузового автомобиля с кабиной,
устанавливаемой за двигателем, одновременно были приняты
меры к тому, чтобы эта компоновка была максимально рацио-
нальной. С этой целью кабина была продвинута как можно
больше вперед н сокращено расстояние от передней осп до
задней стенки кабины (табл. 2).
2. Расстояние от передней оси до задней стенки кабины
Параметры	ЗИЛ-130	ЗИЛ-164	Интер* нэйшнл R-184	• Интер* нэйшнл R-185	Рио F22R-1
Грузоподъемность в т	5	4	5	5	5
База в мм		3800	4000	3910	3985	3810
Расстояние от передней оси до задней стенки кабины в мм		1650	2025	1775	1850	1635
Длина грузовой платформы в мм . .	3752	3540	—	—	3660
Отношение длины платформы к базе . .	0,99	0,89	—	—	0,96
5
Как видно из табл. 2, расстояние от передней оси до задней
стенки кабины у автомобилей ЗИЛ-130 меньше, чем у автомо-
билей ЗИЛ-164 и некоторых зарубежных грузовых автомо-
билей. Равным образом у автомобиля ЗИЛ-130 отношение
длины платформы к базе наибольшее, что характеризует пол-
ноту использования последней.
При перемещении вперед кабины и платформы были
приняты меры, чтобы не допустить перегрузки передней осп, а
вместе с ней ухудшения проходимости груженого автомобиля
при движении по грунтовым дорогам и ненагруженного авто-
мобиля на скользких подъемах и т. п.
Одновременно с компоновкой шасси грузового автомобиля
ЗИЛ-130 базовой модели были сделаны компоновки пяти
основных модификаций шасси: автомобиля для постоянной
работы с прицепами, двух самосвалов, седельного тягача и
длиннобазного грузового автомобиля.
База основного грузового автомобиля равна 3800 мм (на
200 мм меньше, чем у автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164). База
шасси сельскохозяйственного самосвала сохранена такой же
(3800 мм), лишь несколько уменьшен задний свес рамы. По нор-
мам SAE предусмотрена стандартизация размеров от задней
стенки кабины до задней оси (обозначаемых СА). Размер от
задней стенки кабины автомобиля ЗИЛ-130 до задней оси был
выбран с учетом возможности установки на шасси платформ,
размеры которых соответствуют нормам SAE и другим между-
народным нормам.
База седельного тягача и строительного самосвала равна
3300 мм, т. е. на 500 мм меньше базы основного грузового авто-
мобиля, а база длиннобазной модификации составляет 4500 мм,
т. е. на 700 мм больше базы основного грузового автомобиля.
Из табл. 3, иллюстрирующей различие баз у ряда модифи-
каций зарубежных грузовых автомобилей, созданных примерно
в период проектирования автомобиля ЗИЛ-130, следует, что
их базы и разница между базами модификаций одного автомо-
биля весьма близки к величинам, выбранным для автомобиля
ЗИЛ-130.
При выбранном размере колес и ширине рамы передняя
колея в основном определяется условиями поворота передних
управляемых колес и размещением деталей рулевого привода
между колесом и лонжероном рамы, задняя колея — необ-
ходимыми зазорами между рессорой и лонжероном, между
рессорой и колесом, расстоянием между серединами шин пар-
ных колес (вылетом колеса), возможностью установки цепей
противоскольжения, а также предельной габаритной шириной
автомобиля п толщиной боковых бортов платформы.
Основные размеры, определяющие заднюю колею автомо-
биля ЗИЛ-130, а также некоторых грузовых автомобилей зару-
бежных фирм, даны в табл. 4.
6
3. Базы модификаций автомобиля ЗИЛ-130 и некоторых зарубежных
грузовых моделей
Автомобиль	База в мм		
	Седельный тягач	Основной грузовой автомо- биль	Длинно- базный грузовой автомо- биль
ЗИЛ-130 . . .			3300	3800	4500
Рио F22R-1	 		3300	3810	4320
Интернейшнл R-184 .	.	3000	3910	4370
Интериейшнл R-185 . .	3380	3990	—
GMC F500 		3225	3985	4550
Форд F 600 ....	3300	3910	4370
Кома Сюупаполс	—	3660	4290
Скания-Вабис I. . .	—	3800	4200
Мерседес-Бенц L312 .	—	3600	4200
4. Размеры, определяющие заднюю колею автомобиля
Автомобиль	Размеры в мм				Размер шин
	А 1	С	в		
ЗИЛ-130 . . .			1790	310	64,5	38	260—20
ЗИЛ-164	...	1740	304	49,5	31,5	9.00-20
МАК ЕН			1770	290	71	41	9.00—20
Аутокар	 		1833	308	73	42	10.00—20
Интернейшнл RR-11		1842	312	85	35	10.00—20
GMC F 500 .	....	1830	314	79	32	10.00—20
Рио F22R-1 . .	1820	343	61	31	10.00—20
Додж С-ЗТА-8		1818	290	97,5	29,5	9.00—20
С учетом сказанного выше, передняя колея автомобиля
ЗИЛ-130 была принята равной 1800 мм, а задняя 1790 мм.
Увеличение колеи передних колес автомобиля ЗИЛ-130 по
сравнению с колеей автомобиля ЗИЛ-164 на 100 мм было свя-
зано с выбором для автомобиля ЗИЛ-130 рамы постоянной
ширины (865 мм) по всей длине вместо рамы с узкой передней
7
частью (800 мм), применявшейся на автомобиле ЗИЛ-164, а
также с возможностью при необходимости установки на авто-
мобиль шин следующего большего размера.
Большая колея задних колес по сравнению с колеей автомо-
биля ЗИЛ-164 на 50 мм объясняется увеличением зазоров
между стремянками рессор и лонжеронами рамы. Увеличение
расстояния между серединами шин парных колес на автомобиле
ЗИЛ-130 по сравнению с принятым на автомобиле ЗИЛ-164 на
5 мм (с 305 до 310 мм) необходимо для возможности установки
цепей противоскольжения.
Габаритная длина автомобиля ЗИЛ-130 не отличается прак-
тически от длины автомобиля ЗИЛ-164.
Габаритная высота автомобиля ЗИЛ-130 возросла по срав-
нению с высотой автомобиля ЗИЛ-164 на 170 мм, что связано
с поднятием кабины относительно оси колес для уменьшения
колесной ниши в наклонном полу кабины. Необходимость в ука-
занной нише возникла из-за смещения кабины на двигатель.
Ниже приведена высота (по кабине) грузовых автомобилей
типа 4 X 2 с шинами 9.00—20 (в мм):
ЗИЛ-130 ........................... 2350
ЗИЛ-164.............................2180
Рио F22R-1......................... 2240
Рно F22-1	...	. 2220
GMC F500 .......................... 2325
Мерседес-Бенц	L312................. 2310
Скания-Вабис 1.	.	.	  2360
Габаритная ширина автомобиля ЗИЛ-130 равна 2500 мм и
полностью соответствует ГОСТу 9314—59, а также требованиям
5. Основные параметры платформ
Параметры	ГАЗ-51	МАЗ-200	ЗИЛ-164	ЗИЛ-130	ЗИЛ-1 зог
Грузоподъемность в т		2,5	7	4	5	5
База автомобиля в мм ......	3300	4520	4000	3800	4500
Внутренние размеры платформы					
в мм:					
длина .	...	2940	4500	3540	3752	4686
ширина	...	1990	2480	2250	2326	2326
высота		540	600	584	685	575
Площадь платформы в м2	5,85	11,16	7,96	8,73	10,9
Объем платформ в м3		3,16	6,7	4,65	5,97	6,3
Грузоподъемность, приходящаяся					
на единицу площади платформы, в					
т/м2		0,42	0,62	0,50	0,57	0,46
Грузоподъемность, приходящаяся					
на единицу объема платформы, в					
т/м3 .	.	.....	0,79	1,04	0,86	0,83	0,80
8
Продолжение табл. 5
Параметры	Кома Сюупа- поле	Бедфорд ASL	Мерседес- ROU!!	L312	Крупп SWL-50	Хорьх НЗА
Грузоподъемность в т .	5	5	5	5	3,5	2,5
База автомобиля в мм		4292	3600	4200	—	3250	3300
Внутренние размеры платформы в мм: длина .	4570	4270	3800	4500	4700	3600
ширина	2082	2235	2100	2250	2200	1990
высота		458	458	500	500	550	500
Площадь платформы в м2	9,52	9,54	7,98	9,45	10,58	7,92
Объем платформы в м3 .	4,36	4,37	3,99	4,72	5.8	3,96
Грузоподъемность, приходящаяся на единицу площади платформы, в т/м2 . 				0,52	0,52	0,63	0,53	0,47	0,44
Грузоподъемность, приходящаяся на единицу объема платформы, в т/м3 .	1,14	1,14	1,25	1,06	0,86	0,88
международных норм (по данным СЭВ, габаритная ширина
автомобиля должна быть не более 2500 мм).
Грузовая платформа автомобиля ЗИЛ-130 имеет внутренние
размеры 3752 X 2326 X 685 мм и объем 6 м3, а автомобиля
ЗИЛ-164 соответственно 3540 X 2250 X 584 мм и 4,65 м3. Уве-
личение длины платформы без изменения габаритной длины
автомобиля стало возможным благодаря значительному про-
движению вперед кабины. Повышение объема платформы
позволило довести ее удельную грузоподъемность при грузо-
подъемности автомобиля 5 т до 0,84 т/м3, что соответствует ана-
логичным параметрам платформ отечественных и зарубежных
грузовых автомобилей или лучше их (табл. 5).
МАССА АВТОМОБИЛЯ В СНАРЯЖЕННОМ СОСТОЯНИИ
На всех этапах проектирования автомобиля ЗИЛ-130 особое
внимание уделялось соответствию конструкции нового автомо-
биля условиям эксплуатации. Это соответствие необходимо для
рентабельной эксплуатации автомобиля. При этом учитывалось,
что автомобиль должен надежно работать при эксплуатации
в различных климатических условиях (при окружающей темпе-
ратуре воздуха от минус 40—60 до плюс 30—40° С) по дорогам
с усовершенствованным покрытием, в карьерах, по бездорожью.
Кроме того, при отработке конструкции автомобиля ЗИЛ-130
принималась во внимание практика длительной эксплуатации в
различных условиях предшествовавших ему грузовых автомоби-
лей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164.
9
Прежде чем перейти к сравнению масс агрегатов грузовых
автомобилей двух конструкций — прежней (ЗЙЛ-164) и вновь
отработанной (ЗИЛ-130), следует напомнить о назначении того
и другого автомобилей. Первый проектировался для работы без
прицепа, хотя мог использоваться в составе автопоезда. Второй
предназначался для постоянной работы в составе автопоезда.
Как было указано (см. табл. 1), грузоподъемность автомобиля
ЗИЛ-130 на 1 т превышает грузоподъемность автомобиля
ЗНЛ-164; грузоподъемность автопоезда с тягачом ЗИЛ-130
выше грузоподъемности автопоезда с тягачом ЗИЛ-164 на 2 т
(на 25%); при эксплуатации автопоезда с тягачом ЗИЛ-130 по
дорогам с усовершенствованным покрытием грузоподъемность
возрастает на 4 т (50%).
Все это не могло не повлиять на увеличение размеров и
массы агрегатов при проектировании нового автомобиля. При-
ведем несколько примеров.
Известно, что система охлаждения грузового автомобиля
ЗИЛ-164 лимитировала его работу с прицепом, особенно в зо-
нах с жарким климатом. На автомобиле ЗИЛ-130 система
охлаждения сделана более эффективной (лобовая поверхность
радиатора увеличена на 33%, а общая поверхность почти на
75%), что, естественно, привело к увеличению массы
автомобиля.
Неодинаковая ширина рамы по ее длине на автомобиле
ЗИЛ-164 и связанный с этим изгиб лонжеронов (в плане) при-
водил к дополнительному их кручению и к появлению «гофр»,
что снижало прочность лонжеронов. К этому же приводила
установка поперечин рамы не в плоскости крепления крон-
штейнов рессор. Низка была надежность нежестких поперечин
открытого сечения. Эти и другие недостатки рамы ЗИЛ-164
полностью устранены при проектировании рамы автомобиля
ЗИЛ-130. Сечение его лонжеронов обеспечивает надлежащую
прочность рамы, в том числе и при работе на неусовершенство-
ванных дорогах. Масса рамы при этом увеличилась.
Рессорная подвеска автомобиля ЗИЛ-164 отличалась
большой жесткостью, связанные с ней значительные вертикаль-
ные ускорения создавали неблагоприятные условия для работы
водителя, утомляя его. Долговечность рессор была недостаточ-
ной. На автомобиле ЗИЛ-130 рессорная подвеска значительно
мягче. Приняты меры по увеличению ее долговечности. Умень-
шение вертикальных ускорений в передней подвеске, а также
эффективное гашение колебаний, достигнутое установкой теле-
скопических амортизаторов, значительно улучшило условия
работы водителя. Масса рессорной подвески при этом, есте-
ственно, возросла. Условия работы водителя были значительно
улучшены вследствие введения рулевого механизма, снабжен-
ного гидроусилителем, механизма регулировки сидения води-
теля, системы эффективной вентиляции кабины и т. и. Очевидно,
10
что все эти усовершенствования также способствовали росту
массы автомобиля.
Наконец, увеличение ширины кабины, признанное необходи-
мым по опыту эксплуатации автомобиля ЗИЛ-164, размеров
платформы и колеи передних и задних колес также вызвало
повышение массы автомобиля ЗИЛ-130 по сравнению с массой
автомобиля ЗИЛ-164. С учетом сказанного выше, масса авто-
мобиля ЗИЛ-130 в снаряженном состоянии выбрана равной
4300 кг с распределением ее по осям, указанным в табл. 1.
ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИЕ КАЧЕСТВА АВТОМОБИЛЯ
Динамические качества грузового автомобиля или автопо-
езда оценивают прежде всего по удельной мощности (мощности
двигателя, отнесенной к полной массе автомобиля пли автопо-
езда) и удельному крутящему моменту (моменту двигателя,
отнесенному к полной массе автомобиля или автопоезда).
В табл. 6 приведены указанные удельные параметры автомо-
билей ЗИЛ-130, ЗИЛ-150 п ЗИЛ-164, а также ряда зарубежных
6. Удельные параметры автомобилей
Автомобиль	Полная масса авто- мобиля нлн автопо- езда в т	Максимальная мощ- ность двигателя в л. с. и соответству- ющая ей частота вращения в об'мин	Максимальный кру- тящий момент двига- теля в кгс-м н соот- ветствующая ему ча- стота вращения в об'мин	Удельная мощность в л. с. т	Удельный крутящий момент в кгс-м/т
Одиночные автомобили
ЗИЛ-130			9,525	150/3100*	41/1800	15,7	4,3
ЗИЛ-150	. . .	8,125	90/2400	31/1200	11,1	3,82
ЗИЛ-164		8,325	97/2600	33/1300	11,7	3,96
Интернейшнл R-185	. .	9,525	143/3200	39/1200	15,0	4,1
Рио F22R 		10,000	140/3200	36/1600	14,0	3,6
Форд D 700 	 .	.	10,420	134/3400	36,4/1800	12,9	3,5
Додж D 600 . .	10,420	165/3700	40,3/2400	15,8	3,86
Форд F 750 .......	10,200	180/3800	44,6/2000	17,6	4,37
Тягачи
ЗИЛ-130 .			17,525	150/3100*	41/1800	8,6	2,3
ЗИЛ-130В		16,485	150/3100*	41/1800	' 9,0	2,48
Форд D 600 		14,515	134/3400	36,4/1800	9,2	2,5
Форд F 750	22,650	199/3800	47,3/2000	8,8	2,1
Додж D 600	16,300	168,5/3600	41,7/2400	10,3	2,55
Рио F22RT ...	18,160	140/3200	36/1600	7,7	1.98
* Приведена мощность двигателя по ограничителю максимальной частоты вращения,
а не максимальная мощность (брутто), равная 170 л. с. при «=3000 об'мин.
11
автомобилей и автопоездов, выпускавшихся как в период про-
ектирования, так и в период начала производства автомобиля
ЗИЛ-130. Параметры, характеризующие динамические качества
автомобиля ЗИЛ-130, существенно выше соответствующих
параметров автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164, выпускавшихся
заводом ранее.
Высокие удельные мощностные параметры автомобиля
ЗИЛ-130 в сочетании с правильно подобранными передаточны-
ми числами трансмиссии обеспечили требуемые тягово-
динамические качества. Это вытекает из результатов тягово-
динамического расчета автомобиля ЗИЛ-130 и полностью под-
тверждается его дорожными испытаниями.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И ФОРМУЛЫ ДЛЯ РАСЧЕТА
При тягово-динамическом расчете автомобиля ЗИЛ-130 и
автопоезда с автомобилем ЗИЛ-130 в качестве тягача были
использованы следующие расчетные данные:
Собственная масса автомобиля в кг ... .
Число мест в кабине.....................
Полная масса автомобиля в кг:
с грузом массой 5 т.................
с грузом массой 5 т 4- прицеп с полной
массой 8т ..........................
Мощность двигателя по ограничителю мак-
симальной частоты вращения в л. с.........
Максимальный крутящий момент двигателя
в кгс-м .	............. ...
Размер шин ..............................
Радиус качения в м.......................
Произведение коэффициента сопротивления
воздуха на лобовую площадь автомобиля (по
данным НАМИ) в м2..........................
К. и. д. трансмиссии при включении:
прямой передачи ........................
остальных передач....................
Коэффициент сопротивления качению для
асфальтированного шоссе в удовлетворитель-
ном состоянии .............................
Передаточные числа коробки передач:
первая передача ............. ..........
вторая »	......... ..........
третья »	...	............
четвертая »	....................
пятая »	....................
Передаточное число главной передачи . . .
4300
3
9525
17525
150 при п = 3100 об/мин
41 при
п — 1800	2000 об/мин
260—20 или 260—508Р
0,49
0,214
0,87
0,85
0,018
7,44
4,1
2,29
1,47
1,0
6,45*
♦ В 196 9 г. передаточное число главной передачи было уменьшено до 6,32.
Ниже приведены формулы, которые были использованы при
тягово-динамическом расчете.
12
Тяговое усилие на ведущих колесах в кгс
Рк = М;-^т]т>
Гк
где М’е —эффективный крутящий момент на коленчатом валу
двигателя со всеми навесными агрегатами в кгс-м;
iK — передаточное число коробки передач;
io — передаточное число главной передачи;
т]т — к. п. д. трансмиссии;
гк — радиус качения в м.
Скорость движения автомобиля в км/ч
оа = 0,377	,
*к*о
где п — частота вращения коленчатого вала в об/мин.
Сила сопротивления воздуха в кгс:
для одиночного автомобиля
Р
1 W
РК Рщ
kFvj
3,62 ’
где k — коэффициент сопротивления воздуха;
F — лобовая площадь автомобиля в м2;
для автомобиля с прицепом
ипр“ 3,62 ’
Динамический фактор
D
Ga
где Ga — полный вес автомобиля в кгс.
Ускорение движения автомобиля в м/с2
/ = (о±0-г,
о
где f — коэффициент сопротивления качению;
g — ускорение свободного падения в м/с2.
Коэффициент учета вращающихся масс
б == 1 + OjIk + О2>
где си — коэффициент учета вращающихся масс маховика;
02 — коэффициент учета вращающихся масс колес.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления
воздуха, в л. с.:
для одиночного автомобиля
N =	
“ 75-3,6’
14
7. Основные параметры, характеризующие тягово-динамические качества автомобиля ЗИЛ-130 и автопоезда с ним
Параметры
Первая передача
va в км/ч .	.	. . .	3,08	4,62	6,16	7,7	9,24	10,75	—_	11,94
Рк в кгс . .			2760	3130	3240	3210	3090	2890	2760	2714
Рш В кгс: без прицепа .	. .	0,76	0,35	0,62	0,98	1,4	1,92	2,21	2,35
с прицепом ...	0,18	0,405	0,718	1,125	1,62	2,22	—_	2,7
Nw в л. с.: без прицепа . .	0,00183	0,006	0,0142	0,028	0,048	0,077	0,0951	0,104
с прицелом 		0,00205	0,007	0,0164	0,032	0,055	0,089	—	0,119
Nf в л. с. при грузоподъемности: 4т.	...	1,74	2,61	3,48	4,36	5,23	6,08	6,53	.
5т..			1,9	2,86	3,81	4,76	5,7	6,67	—	7,38
5-1-8 т	. .	.	...	3,55	5,32	7,1	8,87	10,63	12,44	—-	13,75
D при грузоподъемности: 4т.			0,325	0,369	0,381	0,378	0,364	0,34	0,324		
5т.	0,297	0.337	0,349	0,346	0,333	0,311	- -	0,292
5+8т	. .	0,16	0,181	0,188	0,186	0,179	0,167	—_	0,157
/ в м/с2 при грузоподъемности: 4т.	...	...	0,791	0,905	0,935	0,929	0,892	0,83	0,789		
5т.	.	0,72	0,82	0,85	0,84	0,81	0,75	—.	0,70
5-}-8 т	0,36	0,42	0,44	0,43	0,41	0,38	—	0,36
Продолжение табл. 7
Параметры
tc з: Г	х	- g з: .	.
g	Й и о
'О J + о	о tj *
о "'fl f	с
2—< со	00— <*>
II 11	II 11
11 <	e^V
Вторая передача
va в км/ч .	. .	5,6	8,4	11,2	14	16,8	19,6	20,9	21,7
Рк в кгс ...	1520	1720	1782	1765	1695	1590	1510	1495
Рш в кгс: без прицепа	0,52	1,16	2,06	3,23	4,65	6,28	7,2	7,77
с прицепом	0,6	1,34	2,37	3,72	5,36	7,27	—,	8,95
Nw в л. с: без прицепа			0,0107	0,036	0,0855	0,168	0,29	0,456	0,564	0,624
с прицепом .			0,0124	0,042	0,098	0,193	0,334	0,528	—	0,719
N/ в л. с. при грузоподъемности: 4т.	3,16	4,74	6,3	7,89	9,47	11,05	11,8	
5т..	....	3,46	5,19	6,92	8,65	10,38	12,11	—	13,41
54-8 т . .	6,45	9,68	12,9	16,13	19,35	22,58	—	25
D при грузоподъемности: 4т..	0,1795	0,203	0,21	0,207	0,1995	0,1865	0,177	
5т...	0,164	0,185	0,192	0,190	0,182	0,171	—	0,160
5+8 т		0,088	0,100	0,103	0,102	0,098	0.092	—	0,086
/ в м/с2 при грузоподъемности: 4т.	0,841	0,965	1,0	0,985	0,946	0,879	—	0,83
5т.......	0,76	0,87	0,91	0,90	0,85	0,80	0,74	—
5+8 т			0,36	0,43	0,44	0,437	0,42	0,39	0,35	—
15
16
Придолжение табл. 7
Параметры
Третья передача
»а В км/ч	-	 Рк Б КГС		10 850	15 960	20 995	25 985	30 947,5	35 888	37,5 847	38,75 835
Pw в кгс: без прицепа .			1,65	3,71	6,6	10,3	14,85	20,2	23,1	24,8
с прицепом .	1,9	4,28	7,6	11,9	17,1	23,3	—	28,5
N& в л. с.: без прицепа	0,061	0,206	0,490	0,950	1,65	2,62	3,24	3,56
с прицепом 		0,070	0,238	0,563	1,10	1,90	3,0	—	4,1
Nf в л. с. при грузоподъемности: 4т.			5,66	8,49	11,3	14,15	16,95	19,8	21,2	
5т..	.			6,18	9,27	12,36	15,45	18,54	21,63	—	23,95
5+8 т		11,52	17,28	23,04	28,8	34,56	40,32	—	44,64
D при грузоподъемности: 4т.			0,1	0,113	0,1165	0,1149	0,110	0,1025	0,097		
5 т		0,091	0,103	0,107	0,105	0,101	0,094	—	0,087
5+8 т 		0,049	0,055	0,057	0,056	0,054	0,049	—	0,0467
i в м/с2 при грузоподъемности: 4т....		0,613	0,716	0,742	0,73	0,693	0,637	0,596			
5 т	 		0,55	0,64	0,67	0,66	0,62	0,57	—•	0,52
5+8 т	  .	0,233	0,279	0,294	0,286	0,271	0,233	—	0,216
Продолжение табл. 7
2 Зак. 1071
Четвертая передача
Va Б км/ч .	15,6	23,4	31,2	39	46,8	54,6	58,5	60,5
Рк Б КГС . .	.	546	676	640	633	609	571	545	536
Pw в кгс: без прицепа		4,0	9,0	16,1	25,1	36,2	49,2	56,4	60,3
с прицепом 		4,61	10,35	18,5	28,9	41,6	56,6	-	69,4
Nw б л. с.: без прицепа .	....	0,23	0,78	1,86	3.62	6,27	9,95	12,3	13,5
с прицепом 		0,27	0,90	2,14	4,17	7,21	11,4	—.	15,6
Nf в л. с. при грузоподъемности: 4т..	....	8,82	13,25	17,65	22,1	26,5	30,9	33,1	
5т.	9,64	14,46	19,3	24,1	28,9	33,7	—	37,4
5+8 т		18	27	36	45	54	63	—	69
D при грузоподъемности: 4т..	 ...	0,0638	0,0719	0.0737	0,0719	0,0677	0,0615	0,0576	
5т.	...	...	0,0584	0,0654	0,0673	0,0655	0,0618	0,0563	—	0,0513
5+8 т			0,0313	0,0351	0,036	0,035	0,0328	0,0298	—	0,027
/ в м/с2 при грузоподъемности: 4т...	....	.	0,391	0,46	0,475	0,46	0,424	0,371	0,338	
5т..	.	0,35	0,41	0,42	0,41	0,37	0,33	—	0,285
5+8 т	......	0,114	0,146	0,154	0,145	0,127	0,101	—	0,077
17
18
Продолжение табл. 7
Параметры
Пятая передача
Ua	в км/ч .	22,9	34,3	45,7	57,2	68,6	80	86	90
РК	в кгс	380	430	445	441	424	398	379	373
Pw	в кгс: без прицепа .	8,6	19,4	34,5	54	77,7	105,5	122	129,7
	с прицепом .	9,95	22,3	39,7	62,1	89,4	121,6	—	149,4
Nw	в л. с.: без прицепа .	0.73	2,47	5.84	11,4	19,8	31,2	39	42,6
	с прицепом .	0,84	2,83	6,72	13,16	22,7	36	—	49,1
Nf	в л. с. при грузоподъемности: 4т-	12,95	19,45	26	32,5	38,9	45,4	48,7	—
	5 т .	14,2	21,2	28,2	35,3	42,4	49,4	—	54,8
	5+8 т	26,4	39,5	52,6	65,9	79	92,2	—	102.2
D при грузоподъемности: 4 т .		0,0438	0,0483	0,0489	0,0456	0,0408	0,0344	0,0303	
	5т..	0,04	0,0443	0,0443	0,0417	0,0373	0,0315	--	0,0262
	5+8 т		0,0214	0,0236	0,0235	0,0219	0,0194	0,016	—.	—
/ в	м/с2 при грузоподъемности: 4т..	0,232	0,273	0,274	0,249	0,205	0,148	0,111	—
	5т..	0,198	0,237	0,237	0,213	0,174	0,122	—,	0; 074
	5+8 т	0,0306	0,0504	0,0495	0,0351	0,0126	—	—	—.
Л',1-IV в л. с.	. .		5,55	9,5	13,0	16,0	18,6	20,3	20,8	21,2
NtV в л. с.		4,81	8,2	11,2	13,8	16,0	17,4	18,1	18,0
* На автомобилях, выпускавшихся до 1966 г., максимальная частота вращения двигателя по ограничителю составляла 3000 об/мин, для
а втомобилей вы пуска 1 966 г. — 3100 об/мии.
для автомобиля с прицепом
Nw
пр^а
75-3,6
Мощность, затрачиваемая
на преодоление сопротивления
качению, в л. с.
Nf =
fGava
75-3,6
Мощность, затрачиваемая на трение в трансмиссии, в л. с.
Мт = МД1-т]т),
где Ne — мощность двигателя со всеми навесными агрегата-
ми в л. с.
Основные параметры, полученные в результате тягово-
динамического расчета автомобиля ЗИЛ-130 и автопоезда с
ним, сведены в табл. 7, а параметры разгона автомобиля и
автопоезда (S и t — путь и время разгона) — в табл. 8.
8. Параметры разгона автомобиля и автопоезда
Ско- рость разго- на в км/ч	Одиночный артомобиль грузоподъемностью 4 т		Одиночный автомобиль грузоподъемностью 5 т		Автопоезд	
	S в м	t в с	S в м	/вс	S в м	/вС
10	3,34	2,02	4,0	2,37	5,4	4,51
20	15,15	5,0	20,2	5,56	36,7	11
30	41,8	6,68	49,3	9,81	113	20,6
40	87	13,7	99,2	15,06	245	33,4
50	170	19,95	183,3	22,43	490	55,3
60	285	27,7	321,5	31,1	963	84
68,5	—	—	—.	—	3820	249
70	492	39,0	595	46,37	—	—-
80	830	55,35	961	66,9	—	—
86	1145	68,25	—.	—	—	—.
90	—	—	1575	92,8	—	—
2*
Глава II. СЦЕПЛЕНИЕ
выбор конструкции
Основными требованиями, предъявляемыми к автомобиль-
ным сцеплениям, являются: чистота выключения и надежность
работы; простота и технологичность конструкции; простота об-
служивания; минимальная масса. Выполнение всех этих требо-
ваний зависит, в основном, от числа ведомых дисков в сцеп-
лении.
Наибольшей простотой конструкции и наименьшей массой
обладают однодисковые сцепления, обслуживание которых
требует наименьших затрат.
Однодисковое сцепление имеет меньший момент инерции по
сравнению с двухдисковым, что положительно сказывается на
долговечности деталей коробки передач. Чистота выключения
сцепления, в значительной степени влияющая на срок службы
синхронизаторов коробки передач, в однодисковых сцеплениях
достигается без применения каких-либо дополнительных
устройств.
Условия охлаждения деталей в однодисковых сцеплениях
лучше, чем в двухдисковых. Невозможность отвода достаточ-
ного количества тепла от среднего ведущего диска в двухдис-
ковых сцеплениях приводит к более жесткому тепловому ре-
жиму накладок сцепления, что, в свою очередь, вызывает ин-
тенсивный износ накладок, работающих в паре со средним
ведущим диском.
Вследствие указанных выше преимуществ однодисковые
сцепления в настоящее время получили наибольшее распро-
странение.
При проектировании автомобиля ЗИЛ-130 и его модифика-
ций была принята однодисковая конструкция сцепления
(рис. 1).
Это позволило при установке на автомобиле ЗИЛ-130
двигателя с крутящим моментом 41 кгс-м иметь однодисковое
сцепление массой 20,5 кг. Масса двухдискового сцепления авто-
мобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164, на которые устанавливался
двигатель с крутящим моментом 34 кгс-м, также составляла
20,5 кг.
20
Вид В
Рис. 1. Сцепление автомобиля ЗИЛ-130:
1 — маховик; 2 — нажимной диск; 3 — пружинная пластина; 4 — втулка пру-
жинных пластин; 5 — болт крепления, пластин; 6 — кожух сцепления; 7 — теп-
лоизолирующая шайба; 8 — упорный шарикоподшипник; 9 — муфта выклю-
чения сцепления; 10 — крышка первичного вала коробки передач; И — вилка
выключения сцепления; 12 — рычаг выключения сцепления; 13 — регулиро-
вочная гайка; 14 — вилка; 15 — пружинная пластина регулировочной гайки;
16 — пальцы рычага; 17 — игольчатый подшипник; 18 — болт крепления
картера сцеплеиня; 19 — ведомый диск
РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ СЦЕПЛЕНИЯ
Основные конструктивные параметры
Основные конструктивные параметры сцепления были
определены исходя из компоновки автомобиля, размеров махо-
вика и максимального крутящего момента двигателя Ме =
= 41 кгс-м.
Наружный диаметр D ведомого диска сцепления по компо-
новочным соображениям был принят равным 342 мм, внутрен-
ний диаметр d = 186 мм.
Таким образом, средний радиус трения
/?„, = — = 132 мм.
м	4
Для фрикционной накладки ведомого диска сцепления из
композиции НСФ-2А (7КФ-34 по ГОСТу 1786—66) коэффициент
трения в состоянии поставки у. = 0,32 4- 0,36. Однако стендовые
испытания указанных накладок показывают, что в процессе
нагрева их коэффициент трения падает до 0,27. Поэтому рас-
четный коэффициент трения накладок был принят равным 0,25.
Кроме того, были приняты: расчетный коэффициент запаса
сцепления р = 1,8 и расчетный момент трения сцепления
Мс = 74 кгс-м.
Для более равномерного распределения нажимной силы по
рабочей поверхности диска число нажимных пружин в сцепле-
нии автомобиля ЗИЛ-130 выбрано равным 16.
Нажимная пружина
Нажимная пружина рассчитывалась по принятым в маши-
ностроении формулам, причем напряжения в ней определялись
с учетом кривизны витка (параметры пружины см. в табл. 9).
В результате расчета были получены следующие величины:
Сила одной нажимной пружины в кгс при:
включенном сцеплении......................... 70
выключенном сцеплении (ход нажимного диска равен
1,8 мм).....................................76,8
Напряжение в пружине в кгс/мм2 при:
включенном сцеплении .........................63,5
выключенном сцеплении..........................69,6
сжатии до соприкосновения витков...............94,3
Полученные в результате расчета рабочие напряжения
в пружине находятся в допускаемых пределах. Действительно,
испытания сцепления на стендах и автомобилях ЗИЛ-130, а так-
же опыт их эксплуатации показывают, что нажимные пружины
работают надежно; случаев поломок пружин не отмечалось.
22
Окончательно, с учетом возможностей производства, уста-
новлено, что при длине пружины 45 мм сила сжатия должна
быть в пределах:
Р\ min = 64 кгс и Pj niax = 72 кгс.
Фрикционная накладка
После определения параметров грузовой характеристики
нажимной пружины можно найти значения давления на фрик-
ционную накладку, соответствующие максимальной и мини-
мальной силе нажимной пружины. Давление на фрикционную
накладку находится в пределах 1,58—1,78 кгс/см2 и не превы-
шает допускаемой величины (2 кгс/см2).
Ступица ведомого диска
При передаче крутящего момента двигателя Ме — 41 кгс-м
в шлицевом соединении ступицы ведомого диска возникают на-
пряжения смятия Осм = 230 кгс/см2 и среза тср = 100 кгс/см2.
Коэффициент ф, учитывающий неравномерность распределе-
ния сил по рабочим поверхностям шлицев, принят равным 0,8.
КОНСТРУКЦИЯ СЦЕПЛЕНИЯ
Ведомый диск
Для уменьшения динамических нагрузок в трансмиссии
автомобиля, а также частоты собственных колебаний трансмис-
сии и вывода их из области резонанса ведомый диск (толщиной
1,8 мм) сцепления снабжен гасителем крутильных колебаний -—
демпфером (рис. 2). Для повышения упругости ведомого диска,
что необходимо для более плавного включения сцепления и
возможности правки диска при сборке, в нем сделаны радиаль-
ные прорези а. К этому диску с двух сторон (каждая отдельно)
приклепаны фрикционные накладки 8.
Упругим элементом гасителя крутильных колебаний яв-
ляются восемь тангенциально расположенных пружин 2. Каж-
дая пружина вместе с двумя опорными пластинами 3 поме-
щается в окнах, пробитых в ведомом диске 1 и дисках 4 гасителя
колебаний, которые крепятся к фланцу ступицы 5 заклеп-
ками 6.
Фрикционным элементом гасителя крутильных колебаний
является дисковая муфта с сухим трением стали по стали.
Пара трения состоит из дисков 4 и стальных фрикционных
накладок 7, приклепанных к ведомому диску 1. Максимальный
угол закручивания гасителя крутильных колебаний определяет-
ся полным сжатием пружин до соприкосновения витков.
23
Ведомый диск в сборе подвергается статической баланси-
ровке, при которой на него устанавливают балансировочные
грузы 9. Допустимый дисбаланс 25 гс-см.
Рис. 2. Ведомый диск сцепления в сборе:
а — радиальная прорезь; 1 — ведомый диск; 2 — пру-
жина гасителя колебаний; 3 — опорная пластина пру-
жины; 4 — диск гасителя колебаний; 5 — ступица ве-
домого диска; 6 — заклепка; 7 — фрикционная наклад-
ка гасителя колебаний; 8 — фрикционная накладка ве-
домого диска; 9 — балансировочный груз
Нажимной диск и кожух
Кожух крепится к маховику 1 (рис. 1) восемью специаль-
ными центрирующими болтами 18. Связь кожуха с нажимным
диском осуществляется четырьмя парами тангенциально распо-
ложенных пружинных пластин 3. Пластины жестко соединяют
нажимной диск с кожухом сцепления в окружном и радиаль-
ном направлениях, одновременно обеспечивая возможность
осевого перемещения нажимного диска относительно кожуха
при включении и выключении сцепления.
Нажимная сила создается шестнадцатью пружинами, уста-
новленными между кожухом и нажимным диском.
24
Выключающий механизм
Выключающий механизм (рис. 1) состоит из четырех рыча-
гов 12 и упорного шарикоподшипника 8 выключения сцепления.
Рычаги шарнирно связаны с нажимным диском и резьбовыми
вилками 14. Резьбовые вилки опираются на кожух 6 через регу-
лировочные гайки 13. Пружинная пластина 15 приж'имает гайку
к кожуху сцепления, исключая возможность ее осевого переме-
щения. Положение концов рычагов 12 выключения сцепления
относительно рабочей поверхности нажимного диска регули-
руется гайками 13.
Для выключения сцепления служит муфта 9, которая пере-
мещается по переднему концу крышки 10 первичного вала
коробки передач. Сила от муфты на рычаги 12 передается через
упорный шарикоподшипник 8, установленный на муфте. Этот
шарикоподшипник заполняется смазкой при изготовлении и не
требует добавления ее в процессе эксплуатации.
Привод выключения сцепления
На автомобилях ЗИЛ-130 применен механический привод
выключения сцепления (рис. 3). Для выключения сцепления
Рис. 3. Привод выключения сцепления:
/ — сферическая регулировочная гайка тяги; 2 — рычаг вилки выклю-
чения сцепления; 3 — вилка выключения сцепления; 4 — рычаг вала пе-
дали; 5 — тяга выключения сцепления; 6 — вал педали; 7 — кронштейн
вала педали
25
9. Краткая характеристика основных деталей сцепления
Деталь	Материал	Термическая об- работка, твер- дость и метод упрочнения	Основные параметры	Чисто- та по- верх- ности
Нажймной диск Кожух сцепле- ния Ведомый диск Диски гасителя крутильных колебаний Ступица ведо- мого диска Палец рычага (вилки рычага) нажимного ди- ска сцепления Нажимная пру- жина сцепле- ния Пружина гаси- теля крутиль- ных колебаний	Серый чугун СЧ 24-44, ГОСТ 1412—70 Сталь 08, лист толщиной 5 мм, ГОСТ 4041—71 Сталь 50, лист толщиной 1,8 мм, ГОСТ 3680—57 и ГОСТ 16523—70 Сталь 50, лента толщиной 2 мм, ГОСТ 2284—69 Сталь 40Х, ГОСТ 4543—71 Сталь 15, ГОСТ 1051—59 Сталь 65Г, пружинная про- волока, класс 1, 0 4,5 мм, ГОСТ 1071—67 Сталь К65А, пружинная про- волока, класс 1, (71 4,5 мм. ГОСТ 1071-67	НВ 170—241 Закалка и от- пуск HRC 35—40 Закалка и от- пуск, HRC 44—50 Улучшение, НВ 255—285 Цианирование на глубину 0,15—0,30 мм с последующей закалкой, HRC 56-62 Дробеструйная обработка	Наружный диаметр 342__0 34 мм Неплоскостность ра- бочей поверхности тре- ния 0,1 мм Наружный диаметр 341 мм Неплоскостность бо- ковых поверхностей 0,3 мм Наружный диаметр шлицев 38+q’3° мм Внутренний диаметр шлицев 31+0 J? мм Ширина	выступа шлицев 5,89+0,05 мм Диаметр	пальца 8.2-0,сз мм Наружный диаметр 30 мм Высота пружины в свободном состоянии 63 мм Высота пружины при нагрузке 64—72 кгс 45 мм Полное число вит- ков 8,5± 1 /8 Число рабочих вит- ков 6,5 Внутренний диаметр 11,5+0,25 мм Высота пружины в свободном состоянии 24.5+0,15 мм Высота пружины при нагрузке 50—65 кгс 22,5 мм	V8 V4 V4 V6 V 7в
26
Продолжение табл. 9
Деталь	Материал	Термическая об- работка, твер- дость и метод упрочнения	Основные параметры	Чисто- та по- верх- ности
			Высота пружины при сжатии до сопри- косновения	витков 21+I мм Полное число вит- ков 5'/4 Число рабочих вит- ков 33/4	—
служит ножная педаль, сидящая на валу 6, который вращается
в томпаковых графитизированных втулках, запрессованных в
кронштейн 7, закрепленный на левом лонжероне рамы автомо-
биля. На другом конце вала 6 установлен рычаг 4, связанный
тягой 5 с рычагом 2 вилки 3 выключения сцепления, установ-
ленной в картере сцепления на двух чугунных втулках.
Полный ход педали сцепления равен 180 мм и ограничи-
вается упором педали в пол кабины. Свободный ход педали
сцепления равен 35—50 мм, что соответствует зазору 3—4 мм
между концами рычагов и упорным шарикоподшипником вы-
ключения сцепления.
Сведения о материалах, термической обработке и точности
изготовления основных деталей сцепления приведены в
табл. 9.
ИСПЫТАНИЯ и ДОВОДКА СЦЕПЛЕНИЯ
Пары трения сцепления
Одним из основных показателей, характеризующих сцепле-
ние, принято считать коэффициент запаса. Для определения
этого коэффициента момент трения сцепления измерялся при
частоте вращения нажимного диска относительно ведомого
диска, равной 1 об/мин.
Момент трения фрикционных накладок сцепления из компо-
зиции НСФ-2А (7КФ-34) может колебаться в довольно
широких пределах. Минимальное значение момент трения имеет
при неприработанных поверхностях фрикционных накладок.
В процессе работы сцепления на автомобиле момент трения
сначала возрастает, а затем с увеличением пробега и износа
фрикционных накладок падает. Для нового сцепления момент
трения равен 68—95 кгс-м (в среднем 82 кгс-м); средний коэф-
фициент запаса при этом составляет 2,0. После пробега авто-
27
мобилем около 35000 км момент трения сцепления равен
59—74 кгс-м (в среднем 66 кгс-м); средний коэффициент запаса
при этом составляет 1,6.
Помимо уменьшения нажимной силы вследствие износа
фрикционных накладок и осадки нажимных пружин, а также
изменения физико-механических показателей фрикционного
материала накладок на момент трения сцепления в процессе
работы на автомобиле влияет масло, проникающее в картер
сцепления из коробки передач и двигателя. В результате этого
Рр,кгс
Рис. 4. Силовая характеристика сцеп-
ления (характеристика нажимного
диска):
1 — нагружение; 2 — пазгрузка
коэффициент запаса сцепле-
ния иногда становится мень-
ше единицы.
Нажимную силу в сцеп-
лении контролируют по си-
ловой характеристике, поз-
воляющей определить: изме-
нение силы Рр на рычагах
нажимного диска в зависи-
мости от хода А, потери на
трение в шарнирных сочле-
нениях, уменьшение хода
рычагов вследствие дефор-
мации деталей, а также ве-
личину и стабильность на-
жимной силы в процессе ра-
боты сцепления на автомо-
биле.
Типичная характеристи-
ка сцепления показана на
рис. 4. Средние значения па-
раметров по результатам
большого количества изме-
рений следующие: сила на
рычагах в начале перемеще-
ния нажимного диска Ppi = 218 кгс; сила на рычагах в конце
перемещения нажимного диска на заданную величину Рр2 =
= 254 кгс; сила трения в шарнирных соединениях при прямом
и обратном ходах АР = 5,2 кгс; ход рычагов, теряемый на дефор-
мацию деталей в начале перемещения нажимного диска, Ai =
= 2,3 мм; ход рычагов, теряемый на деформацию деталей в конце
заданного хода, Л2 = 2,6 мм; ход рычагов (принят условно), при
котором определяют потери на трение в шарнирных сочленениях,
Л3 = 8 мм; заданный ход рычагов Л4 = 9,6 мм; передаточное
число рычажной системы i = 5,33; к. п. д. рычажной системы
(ориентировочно) ц = 0,99.
Эксплуатация автомобилей ЗИЛ-130 показала недостаточ-
ную износостойкость фрикционных накладок. Одновременно
с этим наблюдалось коробление нажимного диска с образова-
28
нием на его поверхности трения сетки радиальных трещин,
пятен прижогов и других дефектов.
В целях изыскания более износостойких фрикционных ма-
териалов они были испытаны в сцеплении в лабораторных усло-
виях на стендах и в эксплуатационных условиях на автомоби-
лях. При этом определялось влияние фрикционных накладок
на коробление нажимного диска. Необходимость испытания
накладок в сцеплении связана с тем, что результаты испытания
образцов фрикционного материала по существующим методи-
кам не соответствуют данным, получаемым при работе накла-
док в сцеплении.
Испытания фрикционных накладок велись на инерционном
стенде НАМИ, представляющем собой две инерционные массы,
одна из которых (ведущая) вращается постоянно, другая
(ведомая) периодически разгоняется в результате включения
сцепления. После выравнивания частот вращения этих масс
(что свидетельствует об окончании буксования сцепления)
сцепление выключается и ведомая масса принудительно оста-
навливается. Затем цикл повторяется.
Режим испытаний на стенде следующий:
Момент инерции ведущей массы в кг-м2......... 416
Момент инерции ведомой массы в кг-м2......... 14,5
Частота вращения в момент начала буксования
сцепления в об/мин:
ведущей массы.............. 1850
ведомой »	....	...	....	0
Продолжительность одного цикла буксования сцеп-
ления вс...................................... 80—90
Число включений сцепления за период испытания 500
Дорожные испытания фрикционных накладок велись на
автомобилях ЗИЛ разных модификаций в обычных эксплуата-
ционных условиях.
В большинстве случаев результаты стендовых и дорожных
испытаний совпадают, что свидетельствует о правильном выбо-
ре режима стендовых испытаний, который является форсиро-
ванным. В табл. 10 приведены результаты испытания некоторых
фрикционных накладок на инерционном стенде, а в табл. 11 —
результаты испытания тех же накладок на автомобилях
в эксплуатационных условиях. Расчетный запас по износу
фрикционных накладок ведомого диска равен 3 мм, поэтому по
приведенным в табл. 11 значениям можно оценить предельный
пробег автомобиля до момента замены накладок. Из сопостав-
ления результатов стендовых и дорожных испытаний фрикцион-
ных накладок сцеплений следует, что формованные и тканые
накладки могут быть весьма износостойкими и при некоторых
тканых накладках уменьшается коробление нажимного диска.
Снижение коробления может быть достигнуто также увеличе-
нием массы нажимного диска, что очевидно из табл. 12.
29
10.	Результаты испытаний фрикционных накладок
на инерционном стенде
	Формованные накладки				Тканые накладки	
	Шифр фрикционного материала					
Параметры	7КФ-34	42-684-66	2-540-65В	К15-6	130/1	WNM0
Износ накладок за одно буксова- ние: средний в мкм . .	..... относительный в %		 Коробление поверхности трения нажимного диска за время испыта- ний: среднее в мм	 относительное в % .	. .	4,44 100 0,85 100	1,59 36 1,05 123	2,15 49 0,97 114	2,20 50 0,87 102	4,30 97 0,88 103	1,65 37 0,26 31
11.	Результаты испытаний фрикционных накладок
на автомобиле в эксплуатационных условиях,
отнесенные к пробегу 10 тыс. км
Тип автомобиля, на котором устанавливалось сцепление	Средний износ накладок в мм	Среднее коробление поверхности трения нажимного диска в мм
Материал 7КФ-34 (формованные накладки)		
Двухосный бортовой	0,58	0,20
Тягач с прицепом .	0,60	0,17
Самосвал .			0,71	0,21
Материал К15-6 (формоеачные накладки)
Самосвал	. |	0,37	1	0,19
Материал	WNMO (тканые накладки)	
Двухосный бортовой	 1	°-19	1	I	0,05
Тягач с прицепом		... |	0,21	1	|	0,07
12.	Влияние массы нажимного диска на его коробление
(материал—серый чугун СЧ 18-36)
Нажимной диск	Толщина диска в мм	Масса диска в кг	Коробление поверхности трения нажимного диска в мм
Опытный	12	5,6	1,10
Серийный	20	9,2	0,58
Опытный	23	10,6	0.39
Опытный	28	13,0	0,09
30
Изменение химического состава и микроструктуры чугуна
(по проверенным вариантам) не дает существенного уменьше-
ния коробления нажимного диска. Наибольший эффект отмечен
при присадке к серому чугуну 1 % меди. В этом случае короб-
ление уменьшается в среднем на 20%, однако при этом
наблюдается склонность к образованию на нажимном диске
отдельных глубоких трещин (вплоть до полного разрыва диска
по поперечному сечению).
При выборе фрикционных накладок для сцепления помимо
их износостойкости во внимание принимаются другие показа-
тели, в частности, прочность фрикционных накладок, а также
учитывается влияние накладок на коробление нажимного диска,
образование на его поверхности радиальных трещин и прижогов
и степень износа этой поверхности. Исследования показали, что
долговечность сцепления можно повысить, применяя фрик-
ционные накладки более высокого качества. Долговечность
сцепления при существующих фрикционных материалах может
быть повышена путем изменения конструкции сцепления
(в частности введением упругого крепления накладки к ведомо-
му диску), однако обычно это экономически менее выгодно.
Гаситель крутильных колебаний
Контроль за состоянием гасителя крутильных колебаний
производится по его характеристике, позволяющей определить
момент трения и степень износа деталей, жесткость пружин и
угловое перемещение, при котором гаситель колебаний выклю-
чается. Типичная характеристика гасителя крутильных коле-
баний показана на рис. 5.
Испытания первых образцов однодисковых сцеплений на
автомобилях выявили недостаточную прочность и долговеч-
ность деталей гасителя крутильных колебаний ведомого диска.
Разрушались диски, пружины и их опорные пластины.
После замены дисков, изготовленных из стали 35 и циани-
руемых на глубину 0,05—0,20 мм (твердость сердцевины HRC
30,5—48, поверхности HRC 56—62), на диски из стали 50 с за-
калкой до твердости HRC 44—50 разрушение их прекратилось.
Количество разрушений опорных пластин было резко со-
кращено путем устранения надсечек (надрубов), образующихся
при штамповке установочных выступов.
Для устранения поломок пружин в них были уменьшены
напряжения в момент соприкосновения витков (т. е. при
выключении гасителя крутильных колебаний) и ликвидированы
концентраторы напряжений. Для стали К65А, из которой
изготовлялись пружины, допускаемые напряжения опытным
путем были установлены не более 60-—63 кгс/мм2. Кроме того,
было введено дробеструйное упрочнение поверхности пружин.
31
После внедрения указанных выше мероприятий пружины не
разрушались через 10 млн. циклов нагружения до соприкоснове-
ния витков.
Другим недостатком, с которым пришлось столкнуться при
доводке гасителя крутильных колебаний, был нестабильный
момент трения. Заданная конфигурация диска гасителя кру-
тильных колебаний (в виде усеченного конуса с очень малым
углом наклона образующей) не позволяла получить необходи-
мый момент трения. Конфигурация диска была изменена таким
образом, чтобы обеспечить гарантированный прижим дисков
Рис. 5. Характеристика гасите-
ля колебаний ведомого диска
сцепления (зависимость крутя-
щего момента М, прикладывае-
мого к гасителю, от угла пово-
рота ступицы ф:
I — нагружение в направлении
передачи крутящего момента, // —
нагружение в направлении, проти-
воположном направлению переда-
чи крутящего момента; .4 — нели-
нейный участок, характеризующий
предварительное натяжение ору-
жии гасителя колебаний: В — не-
линейный участок, характеризую-
щий выключение гасителя колеба-
ний; Mi — крутящий момент {при-
нят условно), при котором опре-
деляется момент трення гасителя;
М2 — крутящий момент для оцен-
ки жесткости пружин гасителя
(задан чертежом); М3 — предель-
ный крутящий момент (принят ус-
ловно) при определении характе-
ристики гасителя; ДМ — удвоен-
ный момент трения гасителя; <pi —
угол поворота ступицы при опре-
делении момента трения гасителя;
<Рг — контролируемый угол пово-
рота ступицы при заданном кру-
тящем моменте; фз — угол пово-
рота ступицы при предельном кру-
тящем моменте
к фрикционным накладкам гасителя крутильных колебаний,
приклепанным к ведомому диску. Заданный момент трения
равен 1—5 кгс-м.
Проверка влияния гасителя крутильных колебаний на
величину динамических нагрузок в трансмиссии показала, что
максимальные значения динамического крутящего момента как
с гасителем, так и без него одинаковы, причем в первом случае
они смещаются в сторону более высокой частоты вращения
коленчатого вала двигателя.
Эффективность гашения крутильных колебаний гасителем
наиболее высокая на высших передачах (третьей, четвертой,
пятой). Размах крутящего момента на первичном валу коробки
32
13.	Характеристика эффективности работы гасителя крутильных колебаний
(Л4Л— максимальный размах крутящего момента; пА— частота вращения пер-
вичного вала при максимальном размахе крутящего момента; kA— отношение
максимальных размахов крутящего момента при наличии гасителя крутильных
колебаний и без него)
Параметры		ЗИЛ-I 64А		ЗИЛ-130
Ме в кгс-м Момент трения	гасителя в кгс-м	34		41 0,5
		5ез гаси- теля	5,0	
	Первая передача			
МА в кгс-м . .		13,3	13,3	4,5—5,0*
пА в об/мин .		1850	1700	950—2620* 0,11—0,12
		0,39	0,39	
ме				
kA			—	1,0	—
	Вторая передача			
Мд в кгс-м .			7,5	7,0	3,8*
пА в об/мин .	 - -		1670	1670	1000—2060*
		0,22	0,21	0,09
				
kA ... .		—	0,93	—
	Третья передача			
МА в кгс-м .		16,8	9,5	2,0-2,3*
пА в об/мин		1420	1390	540-1030*
		0,49	0,28	0,05—0,06
ме				
kA			—	0,57	—
	Четвертая передача			
Мд в кгс-м .		29,8	13,3	10,8
Пд в об/мин .		1120	1080	750
		0,88	0,39	0,26
ме				
kA			—	0,45	—
	Пятая передача			
Мд в кгс-м .	. . . . . .	46,5	19,0	9,3
Пд в об/мин Мл		1270	1200	740
		1,36	0,56	0,23
				
kA				—	0,41	—
* Резонанса при данном скоростном режиме не наблюдалось.
3 Зак. 1071
33
передач при наличии гасителя крутильных колебаний умень-
шается на 43—77%. Размахи крутящего момента без гасителя
могут достигать величины, превосходящей максимальный
крутящий момент двигателя более чем в 1,3 раза. Момент
трения гасителя заметно влияет на эффективность гашения кру-
тильных колебаний только на прямой передаче (табл. 13).
Подшипник муфты выключения сцепления
Учитывая общую тенденцию сокращения точек смазки во
время эксплуатации автомобиля, подшипник (№ 688811) муфты
выключения сцепления был сделан так, что в течение всего
срока службы его не надо было смазывать. Первые опытные
партии таких подшипников оказались очень недолговечными.
Ряд конструктивных и технологических мероприятий и подбор
смазки повысили долговечность подшипника до требуемой.
Доводка подшипника проводилась на стенде с окончатель-
ной проверкой выбранного варианта на автомобилях в
эксплуатационных условиях.
Так как подшипник выходил из строя (заклинивался)
в основном из-за потери смазки, при испытании создавались
наиболее неблагоприятные внешние условия для удержания
смазки в подшипнике. С этой целью испытуемый подшипник
помещали в термокамеру, где он периодически приводился во
вращение и на него действовала осевая нагрузка. Режим
испытания подшипника на стенде следующий:
Частота вращения подшипника в об/мин . . .	1440
Осевая нагрузка на подшипник в кгс . .	250
Температура окружающей среды в °C .	.	90+5
Цикл работы стенда в мин:
работа.............................  .	60
пауза......................... 15
Общее время работы стенда....................До	выхода
подшипника
из строя
По результатам испытаний для подшипника № 688811 была
рекомендована смазка ЛЗ-31М. Долговечность подшипников на
стенде составляет 400-—1000 ч, что соответствует пробегу
автомобиля 100 000 км.
Испытание деталей сцепления на прочность
Сцепление ЗИЛ-130 и его отдельные детали испытывали на
прочность путем разрушения их под действием центробежных
сил. Испытания проводились на разгонном стенде с вертикаль-
ной осью вращения и с приводом от воздушной турбины при
плавно нарастающей частоте вращения.
34
При испытании сцепления в сборе с маховиком нажимные
пружины срывались с центрирующих выступов при п =
= 6000 4- 6200 об/мин, а маховик разрушался при п =
= 7400 об/мин.
При испытании отдельных деталей сцепления нажимной диск
(серый чугун СЧ 18-36) разрушался при п = 8000-4- 9000 об/мин;
маховик (серый чугун СЧ 18-36) — при п = 8400 4- 10000 об/мин;
фрикционные накладки ведомого диска без отверстий под за-
клепки (материал 7КФ-34) — при п = 6850 4- 7650 об/мин.
Отрыв фрикционных накладок от ведомого диска наблюдался
при п = 5500 4- 7750 об/мин.
Результаты испытаний показывают, что прочность деталей
сцепления при вращении находится в допускаемых пределах
(двухкратный запас прочности по частоте вращения).
Режимы работы сцепления в дорожных условиях
Для определения действительной нагруженности сцепления
исследовалась его работа на автомобиле ЗИЛ-130 при движе-
нии в общем потоке транспорта по городским улицам, а также
по асфальтобетонным, булыжным и грунтовым дорогам и по
дорогам с крутыми подъемами. Режим движения автомобиля
с прицепом и без него определялся дорожной ситуацией (общая
14. Характеристика сцепления при трогаиии автомобиля с места
Дорога	Состояние автомобиля	Передача, на ко- торой производи- лось трогание с места	Время буксова- . ния сцепления в с	Угол буксования в рад	Крутящий мо- мент, передавае- мый сцеплением, в кгс-м	Работа буксова- ния В КГС’М	Повышение тем- пературы нажим- ного диска при трогании в °C
С асфальто-бе-	Без прицепа	Вторая	1,26	63	45.7	4 600	6,0
тонным покрытием	С прицепом	Первая	1,20	55	30,0	3 000	3,5
	То же	Вторая	1,91	89	45,2	7 800	8,0
Булыжная	Без прицепа	Вторая	1,42	74	46,7	6 300	9,2
	С прицепом	Первая	1,37	58	29,0	3 300	3,0
	То же	Вторая	1,90	95	54,0	10 100	9,2
Проселочная	Без прицепа	Вторая	1,46	76	51,0	6 550	7,6
	С прицепом	Первая	1,74	63	27,4	3 700	2,8
	То же	Вторая	1,67	94	49,0	10 750	12,4
С подъемом 4°	Без прицепа	Вторая	1,73	93	40,0	6 900	12,6
	С прицепом	Первая	2,04	120	28,9	7 000	14,4
С подъемом 6,5°	Без прицепа	Вторая	1,40	82	52,0	9 860	14,2
	С прицепом	Первая	2,60	157	28,4	12 600	17,2
Примечание. Фрикционные накладки ведомого диска изготовлены нз материала
7КФ-34.
3*
35
масса автомобиля с грузом 8525 кг, общая масса прицепа
с грузом 6400 кг).
При переключении передач во время движения автомобиля
буксование сцепления очень незначительно. Наибольшую
нагрузку сцепление испытывает при трогании автомобиля с
места.
В табл. 14 приведены некоторые величины, характери-
зующие условия работы сцепления при трогании автомобиля
с места на разных дорогах. Удельная работа буксования
колеблется в пределах 2,32—9,74 кгс-м/см2, что не превышает
допускаемых значений.
Глава III. КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
Коробка передач автомобиля ЗИЛ-130 была спроектирована
взамен устаревшей коробки передач модели 150В, которая
устанавливалась на автомобиль ЗИЛ-164.
К моменту проектирования новой коробки передач наиболь-
шее распространение на грузовых автомобилях получили
механические ступенчатые трехвальные коробки передач с шес-
тернями постоянного зацепления и ручным управлением. Эти
коробки передач отличаются относительной простотой кон-
струкции и малой стоимостью изготовления. Для бесшумного
включения передач широкое применение получили синхрониза-
торы инерционного типа.
В коробках передач автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 пятая
передача повышающая (ее передаточное число равно 0,81).
При разработке этих коробок передач предполагалось, что
основной рабочей передачей будет четвертая (прямая). Пятая
передача предназначалась для холостых пробегов автомобиля.
Однако в эксплуатации пятая передача стала применяться в
качестве основной, рабочей передачи.
Динамические и экономические качества автомобиля оцени-
ваются суммарным передаточным числом трансмиссии от
двигателя к колесам. Следовательно, если основная, рабочая
передача выполнена прямой (вместо повышающей), то умень-
шается передаточное число главной передачи заднего моста,
что позволяет спроектировать ее более надежной. В то же вре-
мя снижается угловая скорость вращения карданного вала,
вследствие чего увеличивается его коэффициент запаса по кри-
тической угловой скорости. Поэтому в коробке передач
автомобиля ЗИЛ-130 диапазон передач был сдвинут в сторону
увеличения общего передаточного числа, а пятая передача
сделана прямой. Устройство коробки передач показано
на рис. 6.
Так как проектируемая коробка передач предназначалась
для массового производства, то это отразилось на конструкции
как отдельных деталей, так и всей коробки передач. Каждая
деталь должна быть простой, удобной для обработки и контро-
ля, а также иметь минимальную массу.
37
Рис. 6. Коробка передач автомобиля ЗИЛ-130
Сборка коробки передач должна состоять из простейших
операций и при этом не должны требоваться добавочные регу-
лировки.
РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Определение основных параметров
Габаритные размеры и масса проектируемой (любой) ко-
робки передач зависят от выбранного (определенного) меж-
осевого расстояния. Ориентировочно межосевое расстояние
определяют по эмпирической зависимости (в мм)
Q___
Л = К1 Ме,	(1)
где К — коэффициент; К = —;
Ме — максимальный крутящий момент двигателя; Ме =
= 41 кгс- м.
Так как в начальной стадии проектирования коробки пере-
дач вычислить коэффициент К по приведенному выше отноше-
нию не представляется возможным, то поступают следующим
образом. Определяют этот коэффициент для ряда известных
конструкций коробок передач и, сравнивая проектируемую
коробку передач с аналогичными существующими, задаются
коэффициентом К- В табл. 15 приведены значения коэффици-
ента К, вычисленного по формуле (1) для коробок передач
различных автомобилей.
15. Значение коэффициента К
Параметры	ГАЗ-51	ЗИЛ-150	ЯАЗ-2 I 0	Татра-111	Кларк 265
Ме в кгс-м	 А в мм	 к ... .			20,5 108,9 39,9	31 133,35 42,5	70 165,75 40,5	74 152 36,2	41,5 120,65 34,8
Как следует из табл. 15, значение коэффициента К нахо-
дится в пределах 34—43.
Принимая во внимание, что шестерни и валы будут изготов-
ляться из сталей с высоким пределом прочности (у стали
25ХГМ Ов = 120 кгс/мм2, а у стали 25ХГТ цв = 150 кгс/мм2),
и учитывая тенденцию к уменьшению запаса прочности (т. е.
собственной массы коробки передач), коэффициент К ориенти-
ровочно приняли равным 35,5. Тогда межосевое расстояние
А = 122,25 мм.
На основании опыта проектирования и статистических данных
модуль косозубых шестерен, находящихся в постоянном зацеп-
лении, был принят тп = 3,5 мм (в нормальном сечении), а мо-
39
дуль прямозубых шестерен первой передачи и заднего хода
т — 4,25 мм. Такое допущение необходимо для подбора пере-
даточных чисел при условии, что коробка передач является
соосным редуктором. Передаточные числа коробки передач
зависят от ее диапазона передаточных чисел.
Тяговый расчет проектируемого автомобиля показал, что
диапазон передаточных чисел коробки передач должен быть
До = — = 7,4,
*v
где ц и z’v — передаточные числа соответственно первой и пя-
той (прямой) передач.
Диапазон передаточных чисел коробки передач для
автомобиля с карбюраторным двигателем обычно разбивают
в соответствии с законом геометрической прогрессии, знамена-
тель которой опредляют по формуле
п-1 —
d = | По,
где п — число передач.
Для проектируемой коробки передач d = 1,65.
Передаточное число и-й передачи
Разбивка диапазона передаточных чисел должна сочетать-
ся с уточнением межосевого расстояния и определения изги-
бающих напряжений в зубьях шестерен. Так, при назначении
числа зубьев шестерен первой передачи (z9 =13; z5 = 45,
см. рис. 7) окончательно определилось межосевое расстояние
коробки передач
А =	+	= 123,25 мм.
2
Число зубьев ведущей шестерни z9 = 13 выбрано минималь-
но возможным из условия нарезания их без подреза. Число
зубьев шестерен 1 и 15 привода промежуточного вала находим
подбором. Первоначально при т = 3,5 мм они составляли =
— 20 и Z15 = 44. Равенство межосевых расстояний косозубых
и прямозубых пар при выбранных модулях п числах зубьев
обеспечивается соответствующим углом наклона зубьев к оси
шестерни. Для коробки пер дач автомобиля ЗИЛ-130 этот угол
равен 24°40'15".
Проверочный расчет шестерен привода промежуточного
вала на изгиб показал, что напряжения изгиба в зубьях шестер-
ни 15 велики (оп = 23,9 кгс/мм2).
Используя метод угловой коррекции, т. е. сохраняя выбран-
ное межосевое расстояние и изменяя число зубьев ведомой
40
шестерни на zl5 = 43, получили окончательные параметры
шестерен привода промежуточного вала.
Число зубьев шестерен второй, третьей и четвертой передач
зависит от диаметров шеек промежуточного вала, которые стре-
мились сделать больше, чтобы увеличить жесткость вала.
После учета перечисленных выше соображений окончатель-
но для коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 были приняты
следующие передаточные числа: i'i = 7,44; /ц = 4,10; ini = 2,29;
iiv = 1,47; iy = 1 и i3X = 7,09. При этом числа зубьев шестерен
Рис. 7. Схема коробки передач:
1 н 15 — шестерни привода промежу-
точного вала; 2 и 14 —- шестерни чет-
вертой передачи; 3 и 13 — шестерни
третьей передачи; 4 и 10 — шестерни
второй передачи; 5 — шестерня пер-
вой передачи и заднего хода; 6 —
вторичный вал; 7 — промежуточный
вал; 8 — шестерня заднего хода про-
межуточного вала; 9 — шестерня пер-
вой передачи; 11 — ведущая шестер-
ня блока шестерен заднего	хода;
12 — ведомая шестерня блока шесте-
рен заднего хода; 16 — первичный
вал
имеют значения (индексы соответствуют номеру шестерни на
рис. 7):	= 20; z2 = 26; z3 = 33; z4 = 42; z9 = 13; z8 = 20;
Zu = 15; z15 = 43; z14 = 38; zl3 = 31; z10 = 22; z5 = 45; z]2 = 22.
Расчет зубьев шестерен на прочность
Известны разные методики расчета зубьев шестерен на
изгиб при постоянной нагрузке. Трансмиссия автомобиля
работает в условиях переменных нагрузок, следовательно, эти
методики применительно к шестерням трансмиссии автомобиля
дают условные результаты п могут быть использованы в ос-
новном для сравнительных расчетов. Поэтому усложнение
расчетных формул с целью получения максимально точных
результатов нецелесообразно. В основу принятой на заводе
методики расчета положена известная формула Льюиса для
определения напряжения изгиба зуба

(2)
41
где Ря — окружная сила;
у— коэффициент формы зуба;
b — ширина зубчатого венца;
— шаг по делительному цилиндру.
После преобразования формулы (2) и введения в знамена-
тель коэффициента, учитывающего одновременность работы
зубьев и равного 0,8 т1( (где тк — среднее число зубьев, нахо-
дящихся одновременно в зацеплении), получаем выражения,
удобные для практических сравнительных расчетов и позво-
ляющие быстро с достаточной точностью определять изгибаю-
щие напряжения в зубьях (в кгс/мм2):
для ведущей шестерни
0,796^0,97'4000
(7 = — ---t— ------ ;
" mjnn2iyibitK
для ведомой шестерни
0,79641 ДО, 97” 1000
<7„ =-----е--------,
т3тп2хуф2хк
где i — передаточное число силовой передачи, предшест-
вующей рассчитываемой паре шестерен;
п — число пар шестерен силовой передачи, предшест-
вующих рассчитываемой паре шестерен;
ms — модуль в торцовом сечении;
тп — модуль в нормальном сечении;
Zi — число зубьев ведущей шестерни;
У\ и 1)2—коэффициенты формы зуба (здесь и далее индек-
сы 1 и 2 относятся к параметрам, характеризующим
соответственно ведущую и ведомую шестерню);
Ь[ и Ь2 — ширина зубчатых венцов.
Для коррегированных зубьев коэффициент формы зуба
„ —	1 . 4g„m„tgaOs \
У к — УI 1 н-------).
\	mns /
где у — коэффициент формы зуба для зацепления без коррек-
ции, определяемый в зависимости от числа зубьев по
графику на рис. 8;
gn — коэффициент смещения инструмента	— смеще-
ние инструмента);
cios — профильный угол инструмента в торцовой плоскости.
Для косозубых шестерен коэффициент у определяют в за-
висимости от приведенного числа зубьев
, г, , г2
z, = —1—; г„ = —-— ,
COS3 Р “ COS3 Р
где р — угол наклона винтовой линии зуба на делительном
цилиндре к оси вращения шестерни в градусах.
42
Среднее число зубьев, находящихся одновременно в зацеп-
лении:	______ ___________
l/^l“r01+l/^22-^02+^sin«s Mgp
тк	4"	»
jwiscosa0s	nms
где Rel и Re2 — радиусы окружностей головок шестерен;
г01 и Гог—радиусы основных окружностей шестерен;
as — угол зацепления пары шестерен в торцовой
плоскости.
Рис. 8. График для определения коэффициента формы зуба:
„	6Г 4,2(3) I
1 — угол зацепления шестерен а0 = 20 ; питч р = — m ------- .
8 J 3,175
2 — ссо = 20°; т =1,25 ~ 10; коэффициент высоты зуба f0 = 0,8; 3 —
ссо == 20°; т =» 1,25 -> 10; f0 == 1,0; 4 — сс0 = 15°; т = 1,25 -- 10; fo = 1,0
При определении т,, для прямозубых шестерен р = 0,
b tg р п
следовательно, выражение ------= 0.
nms
Расчетные напряжения зубьев сведены в табл. 16. Там же
для сравнения приведены напряжения в зубьях шестерен не-
скольких коробок передач, рассчитанных по этой же методике.
Как следует из табл. 16, напряжения изгиба в зубьях шесте-
рен коробки пердач автомобиля ЗПЛ-130 не выходят за преде-
лы напряжений в зубьях шестерен коробок передач, выпускае-
мых другими заводами и проверенных в эксплуатации.
Расчет геометрических параметров зацепления
Прежде чем остановиться на особенностях расчета геомет-
рических параметров шестерен, необходимо охарактеризовать
каждую пару шестерен в отдельности (обозначения см.
на рис. 7).
Шестерни первой передачи 9 и 5 (z9 = 13, z5 = 45). Шестер-
ня 9, выполненная как одно целое с промежуточным валом,
43
16. Расчетные изгибающие напряжения в зубьях шестерен
коробок передач в кгс/мм2
Модель коробкн передач	Шестерни при- вода проме- жуточного вала		Шестерни четвертой передачи		Шестерни третьей передачи		Шестерни второй передачи	
	веду- щая	ведо- мая	веду- щая	ведо- мая	веду- щая	ведо- мая	веду- щая	ведо- мая
ЗИЛ-130 (серийная) .	14.7 при ?! = 20	17,5 при z2 = 43	15,9	17,5	18,5	18,2	24,2	27,2
ЗИЛ-150	7,56	6,58	6,41	6,42	8,59	8,45	22,27	21,29
ГАЗ-51		30,50	23,25	—	—	21,00	23,76	33,85	31,82
ЯАЗ-204			6,11	5,57	4,93	5,68*	7,12	6,74	12,81	11,03
ЯАЗ-210 	.	8,9	8,11	7,18	8,28*	10,4	9,83	18,7	16,1
Кларк 265 		17,1	23,6	20,2	22	24,9	25,7	40	32,3
Продолжение табл. 16
Модель коробки передач	Шестерни первой передачи		Задний ход				Крутящий мо- мент двигателя В КГС’М	Межцентровое расстояние_в мм
			Шестерни промежуточ- ной пары		Шестерни конечной пары			
	веду- щая	ведо- мая	веду- щая	ведо- мая	веду- щая	ведо- мая		
ЗИЛ-130 (серийная) .	60,4	73	40,6	63,2	65	82	41	123,25
ЗИЛ-150 . .	37,38	34,66	34,93	34,68	34,49	39,77	31	133,35
ГАЗ-51 .	67,33	52,98	72,72	66,27	66,2	53,45	20,5	108,88
ЯАЗ-204	51,44	36,09	60,33	53,42	52,7	42,09	48	165,75
ЯАЗ-210 .	.	75	52,6	88	77,3	76,8	61,3	70	165,75
Кларк 265	.	59,1	71	—.	—	—	—	41,5	120,65
• В этой коробке передач четвертая передача прямая. Напряжения указаны для
шестерен пятой передачи.
является лимитирующей в этой паре. Для снижения изгибаю-
щих напряжений в зубьях и увеличения жесткости вала
применена высотная коррекция зубчатого зацепления
+ Ъ = о,
где gj и £2 — коэффициенты смещения инструмента соответ-
ственно ведущей и ведомой шестерен.
Положительное смещение инструмента для ведущей
шестерни было выбрано максимально возможным (+2,2 мм)
из условия заострения вершины зуба. Соответственно ведомая
шестерня выполнена с отрицательным смещением инструмента
(—2,2 мм).
Шестерня 11 (рис. 7) блока шестерен заднего хода также
входит в зацепление с шестерней 5, поэтому она изготовлена
44
с положительным смещением инструмента, равным +2,2 мм.
Для получения большего коэффициента формы зуба ук выбран
коэффициент высоты зуба fo = 0,8 т.
Шестерни второй передачи 4 и 10 (z4 = 42; zw = 22). В этой
паре шестерня 10 является лимитирующей. При нарезании зубь-
ев также применена высотная коррекция. Смещение инстру-
мента для ведущей шестерни равно +0,949 мм и соответственно
для ведомой шестерни — 0,949 мм.
Шестерни передачи заднего хода 8 и 12 (z8 = 20; 2j2 = 22).
Шестерня 8 является лимитирующей. Коэффициент высоты зу-
ба fo = 0,8 т; смещение инструмента ведущей шестерни состав-
ляет + 1,3 мм, ведомой —1,3 мм.
Шестерни третьей 3 и 13 (z3 = 33; Zi3 = 31) и четвертой 2 и
14 (z2 = 26; Z14 = 38) передач. Зубчатые венцы у этих шестерен
расположены на достаточном расстоянии от ступицы и не огра-
ничивают размеры посадочных шеек промежуточного и вторич-
ного валов, что позволило выполнить шестерни без коррекции.
Шестерни привода промежуточного вала 1 и 15 (zt = 20;
2i5 = 43). Лимитирующей в этой паре шестерен оказалась
шестерня 1, выполненная как одно целое с первичным валом.
Положительное смещение инструмента было выбрано таким,
чтобы диаметр конуса шестерни с Z\ = 20 был такой же, как и
диаметр конуса шестерни 2 четвертой передачи.
Положительное смещение, равное +2,5 мм, выбрано макси-
мально допускаемым из условия, чтобы не было заострения
головки зуба. Для сохранения межосевого расстояния неизмен-
ным применили угловую коррекцию, в результате которой для
ведомой шестерни принято отрицательное смещение инстру-
мента — 0,484 мм, вместо ранее принятого — 2,5 мм.
Результаты расчета параметров зацепления шестерен, произ-
веденного по общепринятой методике, даны в табл. 17.
Расчет долговечности подшипников
Определение долговечности подшипников коробки передач
ЗИЛ-130 проводилось по средним, длительно действующим
нагрузкам. Максимальные кратковременные нагрузки не учи-
тывались.
Расчетный крутящий момент двигателя
Мр = ctMe,
где а — коэффициент использования максимального крутяще-
го момента двигателя, определяемый по графику
на рис. 9, в зависимости от отношения полной массы
автомобиля Ga к максимальному крутящему моменту
Ме двигателя.
45
46
17. Параметры зацепления шестерен коробки передач ЗИЛ-130
(профильный угол исходного контура инструмента в нормальном сечении 20°; угол наклона винтовой линии
на делительном цилиндре к оси косозубой шестерни 24°40'15"; чистота рабочих поверхностей зуба V 7)
Косозубые шестерни
Параметры		привода промежуточного вала		четвертой передачи		третьей передачи	
		ведущая	ведомая	ведущая	ведома я	ведущая	ведомая
Модуль в нормальном сечении		3,5	3,5	3,5	3,5	3,5	3,5
Смещение исходного контура		+2,5	—0,484	—	—	—	—
Высота зуба исходного контура		2,25m,;	2,25,п,г	2,25mn	2,25тл	2,25'/!,;	2,25тп
Число зубьев	 Диаметр делительной окружно-		20	43	38	26	31	33
сти в	мм			77,031	165,617	146,360	100,141	119,399	127,102
Направление винтовой линии .		Левое	Правое	Правое	Левое	Правое	Левое
Шаг винтовой линии в мм . . .		526,855	1132,737	1001,024	684,911	816,625	869,310
Высота головки зуба в мм . . .		6	2,935	3,5	3,5	3,5	3,5
Полная высота зуба в мм . . . Толщина зуба по дуге делитель-		7.875	7,794	7,875	7,875	7,875	7,875
ного цилиндра в нормальном се-							
чении	(теоретическая) в мм ...	7,317	5,145	5,498	5,498	5,498	5,498
Для	Толщина зуба по хорде делительного цилиндра в мм	7,310Z“-;«	5345^^	5,497Z°-;i	5,496Z0°:;i	5.497Zg’}i	5>497Zo’*5
	Высота головки зуба до						
спра--	хорды в нормальном сече-						
вок	нии при номинальном на- ружном диаметре в мм . .	6,128	2,974	3,563	3.542	3,523	3,548
	Наружный диаметр в мм	8^-11,2 3	171 .б_0>26	153,36_0	Ю/, 1_о,23	12b,4_0 2G	134,1 — 0.26
Расстояние между центрами при							
зацеплении без зазора с меритель- ной шестерней в мм			123,25+0,06	123,25±0,07	123,25±0,07	123,25±0,07	123,25±0,07	123,25±0,07
Колебание межцентрового рас- стояния в мм (не более):							
за оборот шестерни			0,07	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08
на шаг			0,025	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025
Продолжение табл. 17
Параметры	Косозубые шестерни		Прямозубые шестерни				
	второй передачи		первой передачи		передачи заднего хода		
	ведущая |	ведомая	ведущая |	ведомая	ведущая ,	ведома я	|	ведущая
Модуль в нормальном сечении Смещение исходного контура Высота зуба исходного контура Число зубьев	 Диаметр делительной окружно- сти в мм	 Направление винтовой линии . Шаг винтовой линии в мм . . . Высота головки зуба в мм . . . Полная высота зуба в мм . . . Толщина зуба по дуге делитель- ного цилиндра в нормальном се- чении (теоретическая) в мм . . . Толщина зуба по хорде делительного цилиндра в мм Для Высота головки зуба до спра-\ хорды в нормальном сече- вок нии при номинальном на- ружном диаметре в мм . . Наружный диаметр в мм Расстояние между центрами при зацеплении без зазора с меритель- ной шестерней в мм	 Колебание межцентрового рас- стояния в мм (не более): за оборот шестерни . на шаг		3,5 +0,949 2,25m,г 22 84,734 Правое 579,540 4,449 7,875 6,188 6.184=2; И 4,526 93,6 0 23 123,25 + 0,07 0,1 0,025	3,5 0,949 2,25 m,, 42 161,766 Левое 1106,395 2,551 7,875 4,807 4,807=2’, Is 2,597 166,926 123,25±0,07 0,08 0,025	4,25 +2,2 1,9m 13 55,25 5,6 7,863 8,278 8,248=2 5,935 66,45_02 123,25+0,06 0,07 0,025	4,25 —2,2 1,9m 45 191,25 1,2 7,863 5,073 5,073=2 '} 7 1,209 193,6. 0< 185 123,25=0,09 0,12 0,025	4,25 + 1,3 1,9m 20 85 4,7 7,863 7,622 7,612=2;!! 4,871 94,4._о, 23 89,25±0,07 0,1 0,025	4,25 — 1,3 1,9m 22 93,5 2,1 7,863 5,730 5.726=2;}! 2,188 97,7.0,33 89,25+0,07 0,08 0,025	4,25 +2,2 1,9m 15 63,75 5,6 7,863 8,278 8,255=°;}° 5,893 75 „о, 2 127,5=0,09 0,12 0,025
47
Зная отношение
Ga  10 025 Q
Ме 4100	’ ’
по графику на рис. 9 находим а = 92%. Таким образом, расчет-
ный крутящий момент Мр — 37,8 кгс-м.
Расчетная частота вращения каждого подшипника определя-
лась из условия, что частота вращения первичного вала соответ-
ствует скорости движения автомобиля va = 30 км/ч и составляет
Рис. 9. График для определения
коэффициента использования крутя-
щего момента двигателя
1025 об/мин. Соответственно этому расчетные частоты вращения
подшипников имеют следующие значения (в об/мин):
Промежуточного вала....................478
Вторичного вала при включении передач:
первой ......................... 138
второй...........................250
третьей..........................448
четвертой........................700
Долговечность каждого подшипника определялась последо-
вательно на каждой передаче, кроме прямой, по общепринятым
формулам, приводимым в каталогах-справочниках Союзподшип-
никсбыта. Коэффициент Кб, учитывающий условия работы под-
шипника, принят равным 1. Значения коэффициентов Кт, К1;
находят по таблицам каталога.
Суммарную долговечность каждого подшипника определяли
по формуле
X , У . Т	G _ 100%
I 1 '	“1 *” I	“	’ ” •
С В F	Е
где X, Y, Т и G — длительность работы коробки передач соот-
ветственно на первой, второй, третьей и
четвертой передачах в %;
С, В, F и Е — расчетная долговечность подшипника при
работе соответственно на первой, второй,
третьей и четвертой передачах в ч;
Нъ — суммарная долговечность подшипника в ч.
48
Длительность работы коробки передач была принята следую-
щей на разных передачах (в %):
первой .	 .......................  5
второй .	.	  10
третьей............................. 15
четвертой...........................  30
пятой (прямой).......................40
Определение суммарных реакций на опорах валов произво-
дится сначала для вторичного
вала, затем для промежуточного
и первичного последовательно на
каждой из передач. Расчет начи-
нают с определения окружной Р,
радиальной Т и осевой Q сил, дей-
ствующих в полюсах зацепления
шестерен, работающих при вклю-
чении данной передачи.
Рис. 10. Схема сил, действующих на шестерни вторичного вала
Схема сил, действующих на шестерни вторичного вала, по-
казана на рис. 10, а.
Ниже приведена последовательность определения суммарных
реакций на опорах А и В вторичного вала.
Реакции в плоскости действия силы Р (рис. 10, б):
^MB = RApL~Pa = 0-,
RBP — Р RAP 
Реакции в плоскости действия сил R и Q (рис. 10, в):
2MB = ^7.L-7’a + Qrd = 0;
о	Та — Qrd .
=----2—»
^ВТ ~ Т Rat-
4 Зак. 1071
49
Суммарные реакции на опорах вторичного вала:
Таким же образом определяют суммарные реакции на опо-
рах С и D промежуточного вала (рис. 11, а).
Рис. И. Схема сил, действующих на шестер-
ни промежуточного вала
Реакции в плоскости действия сил Рп и Р (рис. 11,6):
= —RcpL + Pnb—Pa = 0;
D Pnb—Pa .
L
Rdp~ (RCP + Г) Pn •
Реакции в плоскости действия сил Тп и Т; Qn и Q (рис. 11, в):
= RCTL — Tnb + Qnrdn—Qrd—Та = 0;
г>	Тnb—Qnrdn-P Qrd+Ta .
^CT~	L
RDT = (Tn+T)-RCT.
Суммарные реакции на опорах промежуточного вала:
ZRC=]/R2CP+R2CT;

50
При определении реакций на опорах первичного вала необ-
ходимо учитывать, что отверстие первичного вала является
опорой А переднего конца вторичного вала (реакции которого
Rap и Rat определялись выше).
Затем находят суммарные реакции на опорах Е и F первично-
го вала (рис. 12, а).
Рис. 12. Схема сил, действующих на первич-
ный вал коробки передач от переднего конца
вторичного вала, и сил, действующих в по-
люсе зацепления шестерен поивода проме-
жуточного вала
В плоскости действия сил Рп и RAP (рис. 12, б) :
= —REpL—RApb + Рпа = 0;
п _ Р^-КарЬ .
— L ’
Rpp = (Rpp + R/i) В-АР'
В плоскости действия сил Рат, Тп и Qn (рис. 12, в)
ZME = —RETL—Tna—RATb + Qnrd = 0-,
D —Р-ат^—Tna + Qnrd
ЕТ—	1	’
Rft ~ (Rat + Ret •
Суммарные реакции на опорах первичного вала:
2Re = VR2ep+R2et->
= / R2pp + RPT.
4 s
51
Результаты расчета долговечности подшипников коробки
передач приведены в табл. 18.
18. Расчетная долговечность подшипников
коробки передач ЗИЛ-130 при Afe = 41 кгс-м в ч
Подшипник	Коэффициент работоспособ- ности	Передачи				
		первая	вторая	третья	четвертая	
Задний первичного вала № 50512 . .	62 000	224	228	246	229	392
Передний вторичного вала № 264703	55 500	708	1170	804	1 690	1920
Задний вторичного вала № 50310 		72 000	937	248	646	1 200	1066
Передний промежуточного вала №292306К1	45 000	3100	1770	1730	1 790	3070
Задний промежуточного вала № 150308К	59 000	51	164	3960	32 100	611
МАТЕРИАЛЫ
Расчетные напряжения в зубьях шестерен коробки передач
ЗИЛ-130 достаточно высоки (см. табл. 16), поэтому для изго-
товления ее шестерен и валов выбраны стали 25ХГТ и 25ХГМ.
Сталь 25ХГМ имеет несколько большую статическую прочность,
чем сталь 25ХГТ, и, кроме того, обеспечивает высокую твердость
поверхности отверстий. Эту сталь применяют для изготовления
наиболее нагруженных деталей: первичного вала, имеющего
отверстие, поверхность которого служит беговой дорожкой для
роликов подшипника вторичного вала, и шестерен вторичного
вала, поверхности отверстий ступиц которых «работают» по
стальному валу.
Каретки синхронизаторов и шестерен промежуточного вала
изготавливают из стали 25ХГТ, так как твердость поверхностей
отверстий этих шестерен и кареток может быть несколько ниже.
Материал конусных колец спхронизаторов должен обладать
достаточным коэффициентом трения и большой износостойко-
стью. Этим требованиям наиболее полно отвечает латунь
ЛМцКА 58-2-1-1 (коэффициент трения со смазкой равен 0,012).
При твердости колец НВ 180 после закалки с использованием
штамповочного тепла они обладают достаточной износостой-
костью.
Основные данные о материалах и термической обработке
деталей коробки передач приведены в табл. 19.
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Для оценки фактической прочности и долговечности шесте-
рен коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 подвергались дорож-
но-эксплуатационным испытаниям на автомобилях и всесторон-
ним стендовым испытаниям.
52
19. Краткая характеристика основных деталей коробки передач
Деталь	Материал	Термообработка и твердость	Чистота поверхности	Примечание
Картер коробки пе- редач	Серый чугун СЧ 18-36, ГОСТ 1412—70	НВ 170-229	—-	--
Первичный вал с ве-	Сталь 25ХГМ,	Глубина нитроцементованно-	Под подшипники \7 7;	—
душей шестерней при- вода промежуточного вала	ГОСТ 4543-71	го слоя 0,6 — 0,8 мм, твердость поверхности HRC 60—65, серд- цевиньй HRC\ 35 45	под ролики V 9; под ко- нусное кольцо синхрони- затора V 8 Боковых поверхностей шлицев V 6	
Промежуточный вал с ведущей шестерней первой передачи	То же	Глубина питроцементованно- го слоя 0,8—1,1 мм, твердость поверхности HRC 57—60, серд- цевины HRC 35 — 45, твердость шейки под шестернями HRC 40, твердость резьбового конца HRC 25—40	Под ролики V 9; под шестерни и шарикопод- шипник V 7; шпоночных канавок V 6	
Вторичный вал	»	Глубина нитроцементованно- го слоя 0,8—1,1 мм, твердость поверхности HRC 60—65, серд- цевины HRC 35—45, твердость резьбового конца HRC 25—40	Шеек под шестерни V8; под втулку четвертой пе- редачи и шарикоподшип- ник V 7; переднего конца под ролики V 8 Боковых поверхностей шлицев под каретки син- хронизатора и шестерен первой передачи V7 7; упорного торца второй передачи V 8	Антифрикционное фосфатирование с про- п иткой твердой сма з- кой
Шестерня цервой пе-	Сталь 25ХГМ,	Глубина нитроцементованно-	Боковых поверхностей	Упрочнение зубьев
редачи	вторичного	ГОСТ 4543- 71	го слоя 0,5—0,7 мм, твердость	шлицев и паза под вилку	наклепом стальной
вала		поверхности HRC 57 60, серд- цевины HRC 35—45	первой передачи V 6	дробью диаметром 0,8—1,2 мм
53
Продолжение табл. 19
54
Деталь	Материал	Термообработка и твердость	Чистота поверхности	Примечание
Шестерни второй,	Сталь 25ХГМ,	Глубина нитронементованно-	Отверстия под вал, ко-	Упрочнение зубьев
третьей и четвертой передач вторичного вала	ГОСТ 4543—71	го слоя 0,6—0,8 мм, твердость поверхности HRC 60—65, серд- цевины HRC 35—45	нуса и упорного торца V8	наклепом стальной дробью диаметром 0,8—1,2 мм
Шестерня постоян- ного зацепления про- межуточного вала	То же	Глубина нитроцементованно- го слоя 0,5—0,8 мм, твердость поверхности HRC 57—60, серд- цевины HRC 35—45	Отверстия и торцов ступицы v 6; боковых поверхностей шпоночного паза V 5	То же
Блок шестерен зад- него хода	»	Глубина нитроцементованно- го слоя 0,5—0,8 мм, твердость поверхности HRC 57—60, серд- цевины HRC 35—45	Отверстия под ролики V 8; опорных торцов V7	»
Ось блока шестерен заднего хода	»	Глубина нитроцементован- ного слоя 0,5—0,8 мм, твер- дость поверхности под ролики HRC 60-65	Под ролики V 8; кон- такта с картером V 7	—
Шестерни второй, третьей и четвертой передач и заднего хо- да промежуточного вала	»	Глубина нитроцементованно- го слоя 0,5—0,8 мм, твердость поверхности HRC 57—60, серд- цевины HRC 35—45	Отверстия и опорных торцов V 6; шпоночного паза V 5	Упрочнение зубьев наклепом стальной дробью диаметром 0,8—1,2 мм
Каретка синхрониза-	Сталь 25ХГТ,	Глубина нитроцементован-	Торцов под вилки и	Центрирование на
тора второй, третьей,	ЧМТУ цниичм	ного слоя 0,5—0,7 мм, твер-	центрирующей поверхно-	валу осуществляется
четвертой и пятой пе- редач	561-61	дость поверхности HRC 60—65, сердцевины HRC 35—45	сти шлицев V 7, боковых сторон зуба V 6	по внутреннему диа- метру шлицев
Продолжение табл. 19
Деталь	Материал	Термообработка и твердость	Чистота поверхности	Примечание
Втулка шестерни четвертой передачи	Сталь ЗОХГТ, ГОСТ 4543—71	Глубина нитроцементованно- го слоя 0,5—0,7 мм, твердость поверхности HRC 60—65	Рабочей V 8	Внутренняя поверх- ность втулки предо- храняется от нитро- цементации Антифрикционное фосфатирование с про- питкой твердой смаз- кой
Упорные	шайбы шестерен второй и чет- вертой передач вто- ричного вала (шлице- вые)	Сталь 20, ГОСТ 1050-60	Глубина	цианированного слоя 0,15—0,30 мм, твердость HRC 56—62	Боковых торцов V 8; боковых шлицев V 4	Антифрикционное фосфатирование с про- питкой твердой смаз- кой
Упорная шайба шес- терни третьей переда- чи вторичного вала	Сталь 65Г, ГОСТ 1050—60	Твердость HRC 52—58	Боковых торцов V 8	То же
Фланец вторичного вала	Сталь 45, ГОСТ 1050—60	Твердость НВ 241—285, за- калка зоныгпод сальник т. в. ч. на глубину 1,0—2,5 мм, твердость закаленного слоя HRC 56-62	Под сальник V 9; за- хОдная фаска для саль- ника V 6	На поверхности под сальник допускается нанесение микрошнека шлифовальной шкур- кой. Шаг спирали 5—6 мм, направление правое
Конусное кольцо синхронизатора вто- рой, третьей, четвер- той и пятой передач	Латунь ЛМцКА 58-2-1-1	Твердость НВ 130, не менее		
55
В процессе создания и доводки коробки передач ЗИЛ-130
проводились также испытания отдельных деталей и узлов,
имеющих целью усовершенствование их конструкции и повыше-
ние надежности.
Испытания на статическую прочность
Цель испытания шестерен коробки передач на статическую
прочность — определить фактические разрушающие нагрузки
при поломке наименее прочного звена и коэффициенты запаса
прочности по максимальному моменту двигателя на различных
передачах.
Испытания коробок передач на статическую прочность про-
водились на крутильной машине, представляющей собой трех-
ступенчатый планетарный редуктор с двумя частотами враще-
ния выходного вала.
Коробку передач в сборе устанавливали на монтажную
плиту крутильной машины. На передний торец коробки передач
вместо крышки заднего подшипника первичного вала крепили
дополнительную опору, необходимую для центрирования вала.
Первичный вал коробки передач с помощью карданного
вала соединялся с выходным валом крутильной машины, вто-
ричный вал жестко блокировался при помощи рычага.
Для разгрузки вторичного вала от изгибающего момента
блокирующий рычаг устанавливали на валу дополнительной
опоры, закрепленной на неподвижной стойке. Вал опоры был
связан со вторичным валом коробки передач карданным валом.
Установка коробки передач на стенде при испытании па стати-
ческую прочность показана на рис. 13.
Прикладываемый к первичному валу нагружающий момент
постепенно увеличивали до поломки наименее прочного звена.
Нагрузку в процессе испытаний измеряли с помощью сменных
тарированных торсионов с наклеенными на них тензометриче-
скими датчиками. В зависимости от диапазона предполагаемых
нагрузок использовали тот или иной торсион. Электрический
сигнал с тензометрических датчиков поступал на вход автома-
тического потенциометра ЭПП-09М, шкала которого протари-
рована в кгс-м. Кроме того, с помощью диаграммного устрой-
ства записывался график, характеризующий зависимость кру-
тящего момента от угла поворота выходного вала крутильной
машины.
Испытания коробок передач на статическую прочность про-
водили на всех передачах переднего хода и на передаче заднего
хода.
Нагружение испытуемых шестерен на каждой передаче про-
изводилось не менее двух раз. При повторном нагружении в
зацепление вводились зубья, которые не были в зацеплении
в предыдущем опыте.
56
Коэффициент запаса статической прочности шестерен коро-
бок передач подсчитывали по формуле
k =
ме
(3)
где Мраз
разрушающий момент, замеренный на первичном
валу, в кгс-м; Ме = 41 кгс-м.
Рис. 13. Установка коробки передач па стенде при ис-
пытании на статическую прочность
20. Результаты испытаний шестерен коробки передач
автомобиля ЗИЛ-130 на статическую прочность
Параметры	Передачи					
	1 1И		Ш	IV | V		3. х.
Материал шестерен вторичного и Разрушающий момент на первич-	промеъ	суточн.	лгэ вал	ов — ст	а гь 25Х	'ГТ
ном валу в кгс-м	 Коэффициент запаса статической	НО- 125	225-Д 260	31 Од» 370	360- 375	475	120
прочности шестерен		2,68- 3,05	5,5— 6,34	7,56— 9,03	8,8 - 9,15	11,6	2,93
Материал шестерен вторичного вала — сталь 25ХГМ,
шестерен промежуточного вала— ста чь 25ХГТ
Разрушающий момент на первич- ном валу 		130— 170	221 310	300 - 420	320- 450	460— 640	150
Коэффициент запаса статической прочности шестерен 		3,19-	5.39-	7,31-	7,8 -	11,22-	3,65
	4,15	7,56	10,24	10,97	15,61	
57
Результаты испытаний коробок передач автомобиля ЗИЛ-130
на статическую прочность приведены в табл. 20, из которой
следует, что при замене стали 25ХГТ на сталь 25ХГМ для ше-
стерен вторичного вала несколько увеличивается статическая
прочность коробки передач.
Испытания на жесткость
Коробки передач испытывают на жесткость, чтобы опреде-
лить деформации валов и картера при действии реальных
нагрузок. Прогибы валов и обусловленные этим перекосы ше-
стерен в плоскости зацепления определяли по возможности
в местах установки шестерен. Наибольшее влияние на работу
шестерен оказывают прогибы валов в плоскости их осей, приво-
дящие к увеличению межосевого расстояния, и перекосы ше-
стерен в плоскости, перпендикулярной к плоскости осей
валов.
Жесткость валов является одним из основных факторов,
определяющих прочность шестерен и влияющих на шум и виб-
рацию коробки передач в целом. Жесткость коробки передач
Рис. 14. Каркас с закрепленными индикаторами для испытания коробки пере-
дач на жесткость:
а — вид, слева; б — вид справа
оценивают по прогибам валов и углам поворота шестерен в пло-
скости зацепления, замеренным в двух взаимно перпендикуляр-
ных плоскостях. Испытания коробки передач ЗИЛ-130 на жест-
кость проводили на крутильной машине. При подготовке короб-
ки передач к испытаниям было сделано следующее: прошлифо-
ваны полосы шириной до 15 мм на глубину 0,1—0,2 мм в местах
замеров у валов для устранения их биения; прорезаны окна
необходимых размеров в картере и крышке коробки передач для
прохода удлинительных стержней ножки индикатора; удалены
58
все детали механизма переключения передач из крышки короб-
ки передач; для удобства доступа к местам измерения прогиба
вторичного вала на него вместо синхронизаторов в сборе
установлены только каретки; вместо крышки заднего шарико-
подшипника на первичный вал установлена дополнительная
опора, обеспечивающая центрирование вала по переднему кон-
цу; индикаторы закрепляли на специаль-
но изготовленном жестком каркасе,
независимом от картера коробки пе-
редач.
Рис. 15. Удлинитель ножки индикатора с наконеч-
ником:
/ — удлинитель ножки индикатора; 2 — наконечник;
3 — участок вала со шлицами
Подготовленную таким образом коробку передач вместе
с каркасом для индикаторов устанавливали на картер сцепле-
ния, закрепленный на монтажном угольнике (рис. 14). К пер-
вичному валу подводился крутящий момент от крутильной
машины. Торможение вторичного вала при испытании (ими-
тация нагрузки) производили с помощью двух дисковых тормо-
зов.
Для замера деформации применяли механические индика-
торы часового типа.
Для удобства доступа к зонам измерения на ножки инди-
каторов устанавливали специальные удлинители. Чтобы
избежать западания во впадины шлицев вала удлинителей, на
них навинчивали специальные наконечники с полусферической
головкой (рис. 15).
Прогибы валов и смещение картера коробки передач заме-
ряли на всех передачах, кроме прямой, при нормальном
направлении вращения первичного вала. Нагрузка при испы-
тании коробки передач изменялась ступенями через 10 кгс-м
до максимальной 50 кгс-м. При этом сначала производилось
обжатие коробки под нагрузкой до 50 кгс-м с последующей
разгрузкой.
Показания индикаторов в каждом опыте записывали при
непрерывном вращении валов. Фактический прогиб вала в
каждом опыте определяли по максимальному показанию инди-
катора за вычетом предварительно измеренного биения вала в
данной точке замера.
По фактическим величинам, характеризующим прогибы
валов и их расхождение как в вертикальной, так и в горизон-
тальной плоскостях (т. е. по углам непараллельное™ и скрещи-
59
вания их осей), подсчитывали суммарный перекос шестерен в
плоскости зацепления по следующей формуле:
tg Т = Тн sin ct0 + ус cos а0,
где у— суммарный угол перекоса шестерни;
Тн — угол непараллельное™ осей валов в рад;
Тс — угол скрещивания осей валов в рад;
«о — угол зацепления, равный 20°.
21. Результаты испытаний коробок передач на жесткость
Параметры	ЗИЛ-130	ЗИЛ-120
Крутящий момент на первичном валу в кгс-м	41	40*
Суммарный прогиб валов в вертикальной (в числителе) и горизонтальной (в знаменателе) плос- костях при включении различных передач в мм: первой .	0,21/0,54	0,27/0,51
второй .	0,16/0,46	0,22/0,31
третьей	0,11/0,27	0,19/0,17
четвертой	0,08/0,15	—
заднего хода 		0,17/0,12	0,36/0,12
Угол перекоса шестерни первой передачи и зад- него хода вторичного вала в рад 		0,00095	0,0015
Угол перекоса венца шестерни первой передачи промежуточного вала в рад			0,00074	0,0008
* Крутящий момент двигателя ЗИЛ-120 равен 33 кгс-м.
В табл. 21 приведены результаты испытаний коробок пере-
дач ЗИЛ-130 и ЗИЛ-120 на жесткость. Анализ этих результатов
позволяет сделать следующие выводы:
—	максимальное расхождение валов в плоскости располо-
жения их осей, характеризующее увеличение межцентрового
расстояния, для коробки передач ЗИЛ-130 равно 0,21 мм; для
коробки передач ЗИЛ-120 при крутящем моменте 40 кгс-м эта
величина равна 0,27 мм;
— максимальный перекос шестерен наиболее нагруженной
первой передачи в плоскости их зацепления для коробки пере-
дач ЗИЛ-130 равен 0,00095 рад, а для коробки передач ЗИЛ-120
0,0015 рад.
Таким образом, фактические прогибы валов в плоскости рас-
положения их осей и угол перекоса шестерен в плоскости их
зацепления при передаче максимального момента для коробки
передач автомобиля ЗИЛ-130 не превышают величин, рекомен-
дуемых в технической литературе:
—	суммарное расхождение валов в плоскости расположения
их осей, характеризующее увеличение межцентрового расстояния,
не более 0,2 мм;
60
— угол перекоса валов в плоскости, перпендикулярной к
плоскости расположения их осей, или угол перекоса шестерен в
плоскости зацепления не более 0,002 рад.
Испытания на изгибно-усталостную прочность
Испытания шестерен коробок передач на изгибно-усталост-
ную прочность являются основным видом стендовых испытаний,
позволяющих воспроизводить условия и режимы работы испы-
туемого объекта, наиболее близкие к эксплуатационным. Одна
Рис. 16. Стенд с замкнутым силовым контуром для ис-
пытания шестерен коробок передач на изгибно-уста-
лостную прочность
из главных задач этих испытаний — получить сравнительные
данные по долговечности шестерен, изготовленных из стали
разных марок и по различной технологии.
Испытания на изгибно-усталостную прочность проводили на
стенде с замкнутым силовым контуром (рис. 16). Для нагру-
жения коробок передач при испытаниях на этом стенде исполь-
зуется мощность, циркулирующая в замкнутом контуре стенда
и создаваемая в нем за счет угловой жесткости элементов,
закрученных с помощью планетарного нагружателя. Силовой
контур стенда состоит из двух однотипных редукторов, вклю-
ченных в контур с помощью торсионных валов, упругих муфт,
индуктивного датчика и нагружателя.
При испытании на стенд одновременно устанавливаются и
включаются в силовой контур две коробки передач. Одна из
них — испытуемая, работает в режиме, соответствующем работе
коробки передач на автомобиле, другая — технологическая,
61
замыкает контур и работает с обратным направлением враще-
ния и силового потока.
Контроль за нагрузкой в контуре стенда в процессе испы-
таний осуществляется с помощью индуктивного датчика и
стрелочного прибора, шкала которого протарирована в кгс-м.
Режим испытаний коробок передач автомобиля ЗИЛ-130 на
стенде был принят следующим (для всех передач): крутящий
момент на первичном валу равен крутящему моменту двигателя
М,. = 41 кгс-м и частота вращения первичного вала и =
= 1480 об/мин.
Перед началом испытаний на принятом режиме коробки
передач проходили обкатку при нагрузке, равной 0,5 Ме,
в течение 15—20 ч для каждой испытуемой передачи. При этом
происходила приработка сопряженных поверхностей шестерен
испытуемой передачи, что повышает их работоспособность.
В испытуемые коробки передач заливалось масло ТАп-15В
(МРТУ 38-1-185-65). Температура коробок передач поддержи-
валась в пределах 70—80° С путем охлаждения их картеров
водой.
Испытания по возможности вели непрерывно до выработки
требуемых норм долговечности или до поломки наименее проч-
ной детали. Допускались кратковременные остановки стенда
для профилактического осмотра его узлов и коробок передач.
Принятые нормы долговечности (в ч) шестерен коробки передач
автомобиля ЗИЛ-130 из условия обеспечения пробега автомо-
билем 200 тыс. км приведены ниже (при Ме = 41 кгс-м и часто-
те вращения первичного вала 1480 об/мин):
Шестерни постоянного зацепления........... 1650
Шестерни передач:
четвертой ............................ 880
третьей .............................. 440
второй................................ 250
первой................................. НО
В табл. 22 приведены результаты испытаний шестерен,
изготовленных из сталей разных марок. Анализ результатов
испытаний позволяет сделать следующие выводы:
— упрочнение шестерен коробки передач автомобиля
ЗИЛ-130 наклепом стальной дробью при принятом процессе
термообработки повышает их изгибно-усталостную прочность и
долговечность в среднем в 10 раз. Долговечность упрочненных
стальной дробью шестерен соответствует принятым нормам
долговечности коробки передач;
— изгибно-усталостная прочность и долговечность шестерен
первой передачи, изготовленных из стали 25ХГМ и упрочнен-
ных стальной дробью, несколько выше, чем шестерен из стали
12Х2Н4А без упрочнения.
62
22. Результаты испытаний шестерен коробки передач ЗИЛ-130 на изгибно-усталостную прочность
Пере- дача	Детали	Марка стали	Особенности технологии изготовления		Суммарная долговечность	Примечания
I	Венец	промежуточного вала Шестерня вторичного вала То же » »	| 12Х2Н4А 25ХГТ 25ХГМ 25ХГМ		Без упрочнения зубьев Упрочнение зубьев стальной дробью	145 ч 42 мин — 185 ч 51 мин 17 ч 10 мин — 40 ч 35 мин 5 ч 50 мин — 19 ч 30 мин 76 ч 46 мин — 245 ч 40 мин	Износ рабочей поверхности и поломка двух зубьев шестерни Износ рабочей поверхности и поломка трех зубьев шестерни Поломка одного-двух зубьев шестерни Износ рабочей поверхности и поломка зубьев шестерни
II	Шестерня промежуточного вала Шестерня вторичного вала То же	25ХГТ 25ХГМ То же		Без упрочнения зубьев Упрочнение зубьев стальной дробью	18 ч 00 мин — 64 ч 05 мин 237 ч 25 мин — 593 ч 27 мин	Разрыв ступицы и поломка зу- бьев шестерен Поломка зубьев шестерен Поломки зубьев нет
III	Шестерня промежуточного вала Шестерня вторичного вала То же	25ХГТ 25ХГМ		Без упрочнения зубьев Упрочнение зубьев стальной дробью	54 ч 25 мин — 257 ч 15 мин 424 ч 00 мин — 886 ч 20 мин	Поломка зубьев обеих шестерен Поломки зубьев нет
IV	Шестерня промежуточного вала Шестерня вторичного вала То же	25ХГТ 25ХГМ		Без упрочнения зубьев Упрочнение зубьев стальной дробью	57,"ч 40 мин — 557 ч 00 мин 280 ч 35 мин — 888 ч 30 мин	Поломка зубьев обоих шестерен Износ рабочей поверхности зу- бьев шестерни промежуточного ва- ла, выкрашивание рабочей поверх- ности зубьев шестерни вторичного вала и поломка зубьев обеих шес- терен
63
На основании полученных результатов стендовых испытаний
для производства шестерен коробки передач были рекомендо-
ваны стали 25ХГТ и 25ХГМ и упрочнение зубьев шестерен
наклепом стальной дробью.
Испытания на торцовую стойкость зубьев
и износ поверхностей трения элементов
переключаемых передач
Испытания на торцовую стойкость зубьев и износ переклю-
чаемых элементов проводились на специальном стенде для
переключения передач в коробке передач. На стенд устанавли-
валась коробка передач в сборе с испытуемыми узлами и дета-
лями. Вращение вторичного вала испытуемой коробки передач
осуществлялось от электродвигателя через клиноременную пе-
редачу и дополнительный редуктор.
В качестве дополнительного редуктора в приводе была
применена коробка передач ЗИЛ-120, обеспечивающая воз-
можность изменения частоты вращения вторичного вала испы-
туемой коробки передач.
На выходном валу дополнительного редуктора была закреп-
лена маховая масса, имитирующая часть инерционной массы
автомобиля, при движении последнего накатом. На ведущий
вал испытуемой коробки передач устанавливался ведомый диск
сцепления ЗИЛ-130.
Стенд для испытаний на торцовую стойкость зубьев и износ
переключаемых элементов коробки передач показан на рис. 17.
Механизм переключения передач имеет самостоятельный привод
от электродвигателя и состоит из червячного редуктора и сое-
диненного с ним поводкового механизма с упругими элементами
для мягкого включения передачи. Фланец поводкового механиз-
ма, установленньш на валу червячного редуктора, дает возмож-
ность регулировать ход переключения путем изменения эксцен-
триситета. Поводковый механизм с помощью шарнирной голов-
ки соединен с рычагом переключения коробки передач.
При испытании на торцовую стойкость и прочность зубьев
шестерен первой передачи и заднего хода был выбран следую-
щий режим: частота вращения вторичного вала испытуемой
коробки передач 230 об/мин; 36 включений передачи в минуту;
общее (суммарное) число включений 500 в минуту.
В процессе испытаний периодически осматривались горцы
зубьев шестерен без демонтажа коробки передач со стенда.
После 500 включений испытанные шестерни демонтировали и
осматривали, нет ли смятия торцов и сколов цементованного
слоя на торцах зубьев.
При испытании на износ поверхностей трения у колец син-
хронизаторов и шестерен был выбран следующий режим:
частота вращения вторичного вала испытуемой коробки при
64
испытании второй и третьей передач 430 об/мин, а при испыта-
нии четвертой и пятой передач 1440 об/мин; 36 включений
передачи в минуту.
Износостойкость поверхностей трения и надежность работы
синхронизаторов оценивали по износу, полученному после
максимального числа включений передачи, обусловленного
работоспособностью синхронизатора.
Рис. 17. Стенд для испытания торцов зубьев переклю-
чаемых элементов коробок передач на стойкость:
1 — электродвигатель главного привода; 2 — редуктор
главного привода; 3 — карданный вал; 4 — испытуемая
коробка передач; 5 — опора первичного вала коробки пере-
дач; 6 — маховая масса, имитирующая ведомые элементы
сцепления; 7 — рычаг механизма переключения; 8 —
планшайба механизма с регулируемым эксцентриком; 9 —
редуктор механизма переключения; 10 — электродвигатель
механизма переключения
Вместо износа конической поверхности, устанавливаемого по
нормали к ней, удобнее пользоваться условной величиной изно-
са, определяемой в направлении оси детали, так как именно
эта величина характеризует перемещение кольца и каретки син-
хронизатора относительно шестерни в результате износа. Сум-
марная условная величина износа обеих деталей определяет
уменьшение зазора между торцами зубчатых муфт шестерни и
каретки, который должен быть в момент соприкосновения коль-
ца синхронизатора и конической поверхности шестерни.
Условную величину износа легко установить при помощи
специально изготовленных конических калибров: кольца-калиб-
ра для шестерни и пробки-калибра для кольца синхронизатора.
Для определения износа замеряли расстояние от торца
конического калибра до базового торца детали не менее чем
5 Зак. 1071	65
66
23. Результаты испытаний иа износ колец синхронизаторов второй и третьей передач
№ по пор.	Материал	Технология изготовления	Условная величина износа в мм			
			Вторая передача		Третья передача	
			Кольцо синхронизатора	Конус шестерен	Кольцо синхронизатора	Конус шестерен
1	Бронза Бр.ОЦС 5-5-5	Литье в землю	0,01140,0263	0,0251- 0,0270	0.008—0,0270	0,00775-0,0163
2	Латунь ЛМцКА 58-2-1-1	Литье в землю	0,0079- 0,0335	0,0032- 0,0095	0,0045 -0,0285	0,0010-0,0124
3	Латунь ЛЖМц 59-1-1	Горячая штамповка из трубной заготовки	0,0040-0,0065	0,0001—0,0072	0,0073 0,0078	0,00495 0,0078
4	Латунь ЛМцЖ 55-3-1	Литье в пресс-форму	0,0015—0,0073	0,0018- 0,0035	0,0009-0,0064	0,0005 -0,0013
5	Латунь ЛМцКА 58-2-1-1	Горячая штамповка без термообработки	0,0253—0,0454	0,0071 —0,0104	0,0187-0,0434	0,0085-0,0187
6	Латунь ЛМцКА 58-2-1-1	Горячая штамповка из трубной заготовки и за- калка с использованием штамповочного тепла	0,0045- 0,0080	0,0012 -0,0098	0,0052- 0,0118	0,0026- 0,0078
7	Латунь ЛМцКА 58-2-1-1	То же, но закалка с предварительным нагре- вом	0,0074—0,0187	0,0011—0,0031	0,0022 -0,0054	0,0024—0,0044
в трех точках, расположенных на равных расстояниях по окруж-
ности. Разность средних значений этих размеров, полученных
до и после испытаний, является условной величиной износа.
Измерения производили через каждые 250 000 включений испы-
туемой передачи. Испытания велись до потери синхронизации.
Предельное число включений было принято равным 1 • 106.
Условия переключения низших передач (второй и третьей)
на стенде более тяжелые, чем высших (четвертой и пятой). Это
обусловлено большими инерционными массами шестерен при
большей разности частот вращения ведущего и ведомого валов.
Поэтому все работы по подбору материалов и технологии
изготовления колец синхронизаторов проводились на синхрони-
заторах второй и третьей передач.
Результаты испытаний на износ колец синхронизаторов,
изготовленных из разных материалов и по различной техноло-
гии, приведены в табл. 23 в виде условных величин износа,
отнесенных к одинаковому (10 000) числу включений передачи.
Анализ полученных результатов испытаний показывает, что
наименьшую износостойкость имеют кольца синхронизатора,
изготовленные из бронзы и латуни методом литья в землю, а
также кольца, штампованные из латуни, без термической обра-
ботки (см. п. 1, 2 и 5). Кольца синхронизатора, изготовленные
из латуни методом горячей штамповки и закаленные с предва-
рительным нагревом (см. п. 7), имеют практически одинаковую
износостойкость с кольцами, указанными в п. 1, 2 и 5. Наилуч-
шую износостойкость имеют кольца, отлитые из латуни ЛМцЖ
55-3-1 в пресс-формы. Однако из-за низкой стойкости пресс-форм
в условиях массового производства от этого варианта пришлось
отказаться. Хорошие результаты получены при изготовлении
колец из латуни ЛМцКА 58-2-1-1 методом горячей штамповки
и закалки с использованием штамповочного тепла (см. п. 6).
Кроме того, эта латунь имеет достаточный коэффициент трения
в паре со сталью, равный 0,012, поэтому кольца синхронизато-
ров было решено изготовлять из нее.
Глава IV. КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ И ХАРАКТЕРИСТИКА
ДЕТАЛЕЙ
Карданная передача грузового автомобиля ЗИЛ-130 и его
модификаций (рис. 18) состоит по аналогии с карданной пере-
дачей автомобиля ЗИЛ-164 из карданных валов 3 и 8 с проме-
жуточной опорой, установленной на раме автомобиля. Проме-
жуточная опора введена для сокращения длины карданного
вала и повышения его запаса по критической частоте вращения.
При такой схеме карданной передачи и принятых размерах
труб расчетная критическая частота вращения для карданной
передачи автомобиля ЗИЛ-130 равна 5300 об/мин, а коэффи-
циент запаса по критической частоте вращения составляет
1,47.
Экспериментальная проверка на специальной установке по-
казала, что при частоте вращения 6000 об/мин карданная пере-
дача работает устойчиво.
По сравнению с автомобилем ЗИЛ-164 у автомобиля
ЗИЛ-130 уменьшен наружный диаметр труб карданных
Валов.
В карданных валах автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 приме-
нялась электросварная труба, изготовленная из горячекатаной
ленты (сталь 20) без последующего волочения. Эта труба имела
наружный диаметр 89 мм и толщину стенки 2,5 мм. В кардан-
ных валах автомобиля ЗИЛ-130 применяется электросварная
труба (ГОСТ 5005—65), изготовляемая из холоднокатаной лен-
ты (сталь 20) с последующим волочением. Эта труба имеет сле-
дующие размеры: в-нутренний диаметр 71 мм и толщину стен-
ки 3 мм.
Крутящие моменты, соответствующие пределам пропорцио-
нальности материала этих труб, следующие (в кгс-м, не менее):
Труба 89x2,5 мм................420
Труба 77x3 мм..................530
В табл. 24 приведена характеристика основных деталей
карданной передачи грузового автомобиля ЗИЛ-130 и его моди-
фикаций.
68
24. Краткая характеристика основных деталей карданной передачи
Детали	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности
Крестовина карданно- го вала	Сталь 58ПП, ЧМТУ 1-922-70; закал- ка т. в. ч., глубина закаленного слоя не менее 1.5 мм, HRC 60—66	Диаметр шипа 2512що2	V9; V7 (торец шипа)
Скользящая вилка	Сталь 45, ГОСТ 1050—60; закалка т. в. ч., глубина закаленного слоя на шлицах и цилиндрической шейке 2—4 мм, HRC 42—56; твердость не закаленных поверхностей НВ 207 —241	Наружный диаметр шлицев 62”о’ 'ios Диаметр цилиндрической шейки 54Zq’o8 Диаметр отверстий под подшипники крестовины чо+0.027 0,010	V7 V8b V6
Шлицевая втулка	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—71; улуч- шение, НВ 255—285	Наружный диаметр шлицев 62+0,06 Внутренний диаметр шлицев 54+0,06 Диаметр посадочной шейки под подшипник про- межуточной опоры 70±0,01	V6 V6 V7
Фланец-вилка и вилка карданного вала заднего моста и промежуточного вала	Сталь 35, ГОСТ 1050—60; улучше- ние, НВ 217-255	Диаметр отверстий под подшипники крестовины ооТО ,02 7 •Я*—0,010	V6
Игольчатый подшип- ник		Наружный диаметр 39_0 011 Внутренний диаметр по роликам 25+0, 4 Разноразмерность игл одного подшипника 0,003, не более Суммарный зазор между иглами 0,09—0,4	—
69
Г) 8	L 9 $
КОНСТРУКЦИЯ, ИСПЫТАНИЯ
И ДОВОДКА УЗЛОВ
И ДЕТАЛЕЙ
Карданные шарниры
Устройство всех трех шарни-
ров карданной передачи одина-
ково (см. рис. 18). Каждый шар-
нир состоит из приваренной 2
(или 9) вилки, соединенной со
скользящей 15 вилкой или флан-
цем-вилкой 1 при помощи кресто-
вины 12, установленной в ушках
вилок на игольчатых подшипни-
ках 11. Последние удерживаются
от осевого перемещения опорной
пластиной 13. Для защиты от по-
падания воды, грязи п пыли, а
также для удержания смазки в
подшипник вмонтирован резино-
вый двухкромочный самоподжим-
ной сальник 14. Смазка подшип-
ников производится через маслен-
ку 7, ввернутую в тело крестови-
ны. Для предохранения сальника
подшипника от повреждения
вследствие повышенного давле-
ния в центре крестовины установ-
лен предохранительный клапан
10, открывающийся при давлении
3—5 кгс/см2.
Карданные шарниры в тече-
ние длительного времени являют-
ся на заводе предметом конструк-
тивных поисков и опытных работ.
Применяемая в настоящее время
конструкция уплотнения подшип-
ников кардана была разработана
еще в период выпуска автомоби-
лей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-157.
Для проведения доводочных
испытаний карданных шарниров
был создан специальный стенд с
грязевой ванной и разработана
методика ускоренных испытаний
уплотнения. Результаты испыта-
ний показали, что долговечность
уплотнения с резиновым двухкро-
мочным сальником приблизительно в 3—4 раза выше, чем с вой-
лочным сальником и пробковым кольцом.
Уплотнение подшипника с резиновым сальником применя-
лось на автомобилях ЗИЛ-164А и ЗИЛ-157К, а затем и на
автомобиле ЗИЛ-130.
Размеры шарнира карданной передачи автомобиля ЗИЛ-130
и его модификаций приняты те же, что и у шарнира карданной
передачи ранее выпускавшихся автомобилей ЗИЛ-150 и
ЗИЛ-164. Однако передаваемый карданной передачей автомо-
биля ЗИЛ-130 крутящий момент больше момента, передаваемо-
го карданной передачей автомобиля ЗИЛ-164. Это вызвало
необходимость повышения прочности крестовины карданного
вала, для чего сталь 18ХГТ была заменена сталью 20ХГНТР.
Для определения сравнительной прочности при статической
и динамической нагрузках крестовин карданного вала, изготов-
ленных из стали марок 20ХГНТР и 18ХГТ, были проведены
стендовые испытания.
Для испытаний на статическую прочность крестовины в сбо-
ре с подшипниками устанавливали в вилки карданного вала.
Одну фланец-вилку карданного вала соединяли с фланцем
крутильной машины, а другую закрепляли на неподвижной
опоре. Величина прилагаемого крутящего момента фиксирова-
лась на силоизмерительном приборе, а деформация от нагруз-
ки — диаграммным аппаратом. Крестовины монтировались
в вилки карданного вала с таким расчетом, чтобы участок
тела крестовины с отверстием под масленку работал на
разрыв.
Для испытаний крестовин на прочность от динамической
нагрузки была создана специальная установка. Одну фланец-
вилку карданного вала закрепляли на жестко?! опоре, а другую
соединяли с одним из фланцев промежуточной опоры, закреп-
ленной на универсальной плите. Крестовину, находящуюся со
стороны жестко закрепленной фланец-вилки карданного вала,
располагали так, чтобы участок тела крестовины с отверстием
под масленку работал на разрыв, так как разрушается обычно
именно эта крестовина. На другой фланец промежуточной
опоры устанавливали рычаг длиной 1000 мм. По концу рычага
наносится удар падающим маятниковым грузом весом 150 кгс
на плече 4000 мм.
Первый удар наносится при минимальной высоте падения
груза 250 мм. Если крестовина при этом не разрушилась, нано-
сится второ?! удар с высоты 500 мм, затем третий удар с высоты
750 мм и т. д. через каждые 250 мм, до максимальной высоты
падения груза 1500 мм. Количество ударов, наносимых с мак-
симальной высоты падения, зависит от прочности кресто-
вины.
Крестовины при испытаниях обоих видов разрушались по
отверстию для масленки.
71
Результаты этих испытаний приведены в табл. 25 и 26, из
которых следует, что крестовины, изготовленные из стали
20ХГНТР, обладают большей статической и динамической
прочностью по сравнению с крестовинами из стали 18ХГТ. Кре-
стовины кардана из стали 20ХГНТР были внедрены в производ-
ство с начала выпуска автомобилей ЗИЛ-130.
25. Результаты испытаний крестовины на статическую прочность
Марка стали крестовины		Разрушающий крутящий момент в кгс-м	Коэффициент запаса прочности	Марка стали крестовины		Разрушающий крутящий момент в кгс-м	Коэффициент запаса прочности
20ХГНТР		700 710	2,29 2,32	18ХГТ (с нитро-		550 630	1,8 2,07
(с нитро-		750	2,46			650	2,13
цемента-		760	2,49	цией)		700	2,29
цией)		800	3,62			710	2,32
		800	3,62				
26. Результаты испытаний крестовины на динамическую прочность
Марка стали крестовины	Число нагружений крестовины при высоте подъема груза в мм:					
	2 50	500	750	1000	1250	1500
20ХГНТР (с нит-	1	1	1	1	1	5
роцементацией)	1	1	1	1	1	11*
	1	1	1	1	1	11
18ХГТ (с нитро-	1	1	1	•—	.—-	•—•
цементацией)	1	1	1	—	—	—
* Крестовина не разрушилась.
В дальнейшем была проведена работа по упрощению
технологического процесса изготовления крестовины и умень-
шению ее стоимости. Легированная сталь 20ХГНТР заменена
углеродистой сталью 58ПП с пониженной прокаливаемостью,
а нитроцементация заменена поверхностно?! закалкой при нагре-
ве т. в. ч. Это мероприятие позволило увеличить глубину твер-
дого слоя до 2 мм вместо 1,1 мм при нитроцементации, без
снижения прочности крестовины.
Уплотнение подшипников карданного вала
Долговечность карданных шарниров с пробковым торцовым
и войлочным радиальным уплотнениями на самосвалах ЗИЛ-
ММЗ-585 и на трехосных автомобилях ЗИЛ-151 составляла
12—15 тыс. км. При модернизации автомобилей была разрабо-
72
тана новая конструкция уплотнения / (рис. 19, а), которую впо-
следствии применили на автомобилях ЗИЛ-130.
Введение указанного уплотнения позволило повысить долго-
вечность карданного шарнира до 20—30 тыс. км. Опыт
эксплуатации показал, что основным недостатком этого уплот-
нения является недостаточно эффективное удаление отрабо-
танной смазки и продуктов износа из подшипника при пополне-
нии смазки через масленку. В связи с этим при дальнейшем
повышении надежности
автомобилей ЗИЛ-130 бы-
ла разработана новая
конструкция уплотнения
карданного шарнира (рис.
19, б), состоящего из од-
нокромочного резинового
Рис. 19. Уплотнения подшипни-
ка крестовины карданного вала
автомобилей ЗИЛ-164А
и ЗИЛ-130
самоподжимного сальника 2 радиального уплотнения и двухкро-
мочного резинового сальника 3 торцового уплотнения. Сальник
радиального уплотнения установлен в подшипник таким обра-
Рис. 20. Схема установки для испытания уплотнений карданных шарниров:
1 — электродвигатель; 2 — коробка передач; 3 — испытуемый карданный вал; 4 —
герметичная камера; 5 — гидротормоз
зом, что во время смазки шарнира отработанная смазка и про-
дукты износа могут выходить из подшипника. В этом случае
отпадает необходимость в установке предохранительного клапа-
на на крестовине.
Для сравнительных испытаний уплотнений подшипника
карданного вала в условиях максимальной загрязненности и
запыленности были созданы две специальные установки, схемы
которых одинаковы (рис. 20). При этих испытаниях карданный
вал с испытуемыми шарнирами устанавливается в герметичной
камере, в которую закладывается соответствующая смесь.
73
Для испытаний в условиях максимальной загрязненности
грязевую камеру заполняли смесью следующего состава (по
массе): 3 ч. тощего песка (Т 50/200), 7 ч. жирного песка
(Ж 200/270) и 4 ч. воды. Испытуемый вал устанавливали гори-
зонтально под углом а = 15° к осям электродвигателя и гидро-
тормоза. Испытания велись при частоте вращения карданного
вала 720—730 об/мин и нагрузке 20—21 кгс-м.
Были проведены испытания с применением смазок двух
видов: 1) смазка трансмиссионным маслом ТАп-15 (ГОСТ
8412—57) производилась каждые 24—25 ч испытаний через
масленку до момента появления масла с внешней стороны
сальника; 2) консистентная смазка 158 (МРТУ 12Н-139—64)
закладывалась при сборке в подшипник (4—5 г) и в процессе
испытаний не добавлялась (сквозные отверстия в шипах кре-
стовины при этом были заглушены).
Шарнир осматривали первый раз через 150 ч и в дальней-
шем через 250, 350, 400 и 425 ч работы.
Для испытаний в условиях максимальной запыленности
герметичная пылевая камера до половины высоты заполнялась
смесью из суглинка и песка. Карданный вал устанавливали под
углом 12° к осям электродвигателя и гидротормоза. Испытания
проводились при частоте вращения карданного вала 960 об/мин
и нагрузке 8 кгс-м. Шарниры смазывали через каждые 50 ч
испытаний маслом ТАп-15.
27. Результаты испытания сальников кардана в грязевой камере
Уплотнение	Смазка	Время работы до разруше- ния в ч	Состояние шарнира после испытания
Однокромоч- ный перевер- нутый	Трансмис- сионное масло	441	Разрушение уплотнения и попадание грязи в один подшипник. Каналы в кре- стовине чистые
сальник с торцовым \плотненнем	ТАп-15	447 505	Полное разрушение одного шипа кре- стовины и подшипника Снят в работоспособном состоянии
То же	Консистент- ная смазка 158	443 468	Срез донышка колпачка одного под- шипника и проникновение грязи в него Имеется грязь между рабочими кром- ками торцового уплотнения этого под- шипника Разрушение одного шипа и большой износ противоположного шипа. Уплотне- ния и подшипники этих двух шипов раз- рушены
Двух кро- мочный сальник	Трансмис- сионное масло ТАп-15	120-125	Во всех подшипниках имеется грязь. Отверстия в шипах забиты грязевой пробкой, уплотнения и подшипники раз- рушены
74
28. Результаты испытаний сальников кардана в пылевой камере
(смазка — трансмиссионное масло ТАп-15)
Уплотнение	Время до разруше- ния в ч	Состояние шарнира после испытания
Однокромочный перевернутый саль- ник с торцовым уплотнением	245 277	Отсутствие смазки и наличие пыли в двух подшипниках, большой износ игл, разрушение уплотнений этих подшипников Отсутствие смазки и наличие пыли в одном подшипнике. Торцовое уплотнение одного под- шипника и масляный канал крестовины забиты грязью
Двухкромочный сальник	50-78	Подшипники и шипы сухие. Отверстия в ши- пах забиты грязью Уплотнения разрушены
Результаты испытаний в условиях максимальной загрязнен-
ности и запыленности приведены в табл. 27 и 28.
На основании стендовых испытаний установлено следующее:
долговечность опытного уплотнения (см. рис. 19, б) карданного
шарнира при работе в условиях максимальной загрязненно-
сти и запыленности как на трансмиссионном масле ТАп-15,
так и на консистентной смазке 158 более чем в 3 раза превыша-
ет долговечность уплотнения, изображенного на рис. 19, а.
При испытании опытного уплотнения подшипника карданно-
го вала на автомобилях результаты стендовых испытаний были
подтверждены. В условиях полигона НАМИ пробег автомоби-
лей ЗИЛ-130 с новым уплотнением карданных подшипников
составил 200 тыс. км. Это уплотнение было рекомендовано для
постановки на производство.
Шлицевое соединение
Для повышения надежности шлицевого соединения необхо-
димо уменьшение давлений на шлицы, хорошее центрирование
их, не нарушающееся в процессе эксплуатации, а также обеспе-
чение достаточной смазки и надежного уплотнения шлицев.
Уменьшение давлений возможно путем увеличения диа-
метра и числа шлицев. Для сохранения центрирования шлицев
в эксплуатации его следует осуществлять по поверхностям, не
участвующим в передаче крутящего момента. С этой целью
в карданной передаче автомобиля ЗИЛ-130 применено герме-
тичное соединение со шлицами эвольвентного профиля с цен-
трированием по наружной поверхности шлицев и дополнитель-
ным центрированием внутренней поверхности шлицев втулки 20
75
(см. рис. 18) по гладкой цилиндрической шейке скользящей
вилки 15. Таким образом, общая длина центрирующих поверх-
ностей увеличивается. Принятая конструкция шлицевого соеди-
нения позволяет сохранять центрирование в процессе эксплуа-
тации, так как оно осуществляется по поверхностям, не пере-
дающим крутящий момент и менее подверженным износу.
Герметичность шлицевого соединения достигается установ-
кой в передней части шлицевой втулки завальцовываемой за-
глушки 21, а в задней части втулки резинового 16 и войлочного 5
Рис. 21 Кинематическая схема
стенда для испытания шлицевых
соединений:
1 — электропривод; 2 — клиноременная
передача; 3 — понижающий редуктор;
4 — опора эксцентрика; 5 — эксцент-
рик; 6 — опора качения; 7 — тарирован-
ная пластина с тензодатчиками; 8 —
испытуемое шлицевое соединение: 9 —
неподвижная опора с динамометриче-
ским звеном; 10 — рычаг опоры; 11 —
динамометр
сальников. Для более надежной защиты шлицевого соединения
устанавливается защитная муфта 6.
Для смазки шлицев во внутреннюю полость шлицевой
втулки при сборке закладывается 200 г смазки УС-1, ГОСТ
1033—51. При изменении длины карданного вала изменяются
рабочие объемы полостей, расположенных по обеим сторонам
шлицевого соединения. В результате изменения этих объемов
смазка проникает к трущимся поверхностям.
Однако в процессе эксплуатации автомобиля ЗИЛ-130
имелись случаи износа и задира шлицевого соединения кардан-
ной передачи. В связи с этим появилась необходимость прове-
дения специальных работ по определению влияния термообра-
ботки и различных поверхностных покрытий шлицев скользя-
щей вилки на долговечность. Для этой цели был построен
испытательный стенд, кинематическая схема которого приве-
дена на рис. 21. На этом стенде шлицевое соединение при
помощи рычажного устройства нагружается статическим кру-
тящим моментом. Затем шлицевому соединению сообщается
возвратно-поступательное движение от эксцентрикового при-
вода.
Стенд оборудован динамометром для измерения нагрузки,
тензодатчиками для определения осевых сил в шлицевом
76
соединении и электроимпульсным счетчиком для фиксации сум-
марного числа двойных ходов. Ниже приведена техническая
характеристика стенда:
Мощность электропривода в л. с........... 10
Частота вращения вала электропривода
в об/мин.................................. 930
Передаточное число понижающего редуктора 7,44
Число двойных ходов в минуту............ 125
Максимальный ход шлицев в соединении в мм 160
Максимальная нагрузка в кгс-м........... 200
При испытании шлицевых соединений с различными сколь-
зящими вилками определяли продолжительность работы соеди-
нения до появления задира шлицев. Результаты испытаний
следующие:
—	долговечность незакаленной скользящей вилки, имеющей
твердость НВ 255—285, составляет 7—9 ч;
—	закалка шлицев скользящей вилки т. в. ч. до твердости
HRC 42 (не менее) увеличивает ее долговечность до 50—52 ч;
—	покрытие закаленных шлицев фосфатной пленкой повы-
шает долговечность шлицевого соединения до 100—110 ч;
—	применение комплекса мероприятий (закалка шлицев
скользящей вилки т. в. ч. до твердости HRC 42—56, фосфатиро-
вание шлицев и покрытие фосфатного слоя твердой смазкой —
дисульфидом молибдена) увеличивает долговечность шлицевого
соединения до 550—570 ч.
Результаты стендовых испытаний были подтверждены
дорожными испытаниями карданных передач на автомобилях.
По результатам испытаний была внедрена закалка скользящей
вилки с нагревом т. в. ч., антифрикционное фосфатирование
шлицев скользящей вилки с последующей пропиткой фосфат-
ного слоя твердой смазкой.
Промежуточная опора карданного вала
Промежуточная опора карданного вала (см. рис. 18) пред-
ставляет собой подшипник 18, установленный на шлицевой
втулке промежуточного карданного вала. Подшипник вместе со
штампованными крышками, внутри которых находятся войлоч-
ные сальники 17, расположен в резиновой подушке 4. Для по-
вышения эластичности подушки в ней сделаны прорези, что
способствует гашению вибраций, возникающих при работе кар-
данной передачи. Чтобы предотвратить износ шлицевой втулки,
войлочные сальники скользят по распорной втулке 19.
В начале производства автомобилей на некоторых из них
были замечены колебания карданной передачи с повышенной
частотой, приводящие в отдельных случаях к поломке крон-
штейна промежуточной опоры.
77
В результате проведенных исследований было установлено,
что причиной поломок кронштейнов промежуточной опоры
являются высокие напряжения в зоне перехода собственно крон-
штейна в лапу, превосходящие предел выносливости. Высокие
напряжения были следствием повышенного дисбаланса кардан-
ной передачи в зоне промежуточной опоры. Была отмечена пря-
мая зависимость роста напряжений от увеличения дисбаланса.
Кроме того, было установлено, что наибольшие напряжения
возникают при резонансе карданной передачи, который насту-
пает при частоте вращения 1500—1800 об/мин (т. е. при наибо-
лее часто используемых скоростях движения автомобиля).
При исследовании карданной передачи было установлено,
что значительные колебания ее начинают ощущаться при скоро-
сти движения автомобиля 50—60 км/ч. При скоростях ниже
50 км/ч и выше 60 км/ч колебания резко уменьшаются и прак-
тически на автомобиле не ощущаются. Учитывая, что диапазон
скорости движения 50—60 км/ч является наиболее распростра-
ненным при эксплуатации автомобиля, наличие в этом диапазо-
не резонансных колебаний карданной передачи является
нежелательным. Были изучены возможности смещения этой зо-
ны в сторону больших или меньших частот вращения кардан-
ной передачи.
Исследования показали, что на положение зоны резонансных
колебаний карданной передачи существенно влияет жесткость
резиновой подушки подшипника промежуточной опоры. При
замене резиновой подушки стальным вкладышем резонансные
колебания карданной передачи возникают при частоте вращения
4000 об/мин. Однако смещение этой зоны в сторону больших
частот вращения не рационально, так как с увеличением часто-
ты вращения возрастают амплитуды колебаний. Следовательно,
наиболее целесообразным является смещение зоны резонансных
колебаний в сторону меньших частот вращения карданной
передачи.
При исследовании влияния жесткости резиновой подушки
промежуточной опоры на амплитуду и расположение зоны ре-
зонансных колебаний последовательно определяли:
—	характеристики жесткости резиновых подушек;
—	амплитуду и расположение зоны резонансных колебаний
карданной передачи с резиновыми подушками различной
жесткости на стенде;
—	амплитуду и расположение зоны резонансных колебаний
карданной передачи с резиновыми подушками различной
жесткости в дорожных условиях на автомобиле;
—	сравнительную долговечность резиновых подушек проме-
жуточной опоры различной жесткости при испытании на стенде;
—	наличие в кабине автомобиля ощутимых колебаний кар-
данной передачи с резиновыми подушками различной жест-
кости.
78
Характеристику жесткости подушки определяли следующим
образом (рис. 22): промежуточную опору в сборе с резиновой
подушкой 5, подшипником 4 и кронштейном 6 устанавливали на
технологический вал 3, опирающийся на две опоры 2. Сверху
через цилиндрическую часть кронштейна к резиновой подушке
прикладывалась радиальная нагрузка Р, величина которой фик-
сировалась на силоизмерительном приборе испытательной
машины через каждые 50 кгс. Радиальное сжатие h определяли
с помощью механического индикатора 1 часового типа.
Рис. 22. Схема установки для снятия характеристики жесткости
подушки промежуточной опоры
Чтобы найти зависимость амплитуды и расположения зоны
резонансных колебаний от жесткости и твердости резиновой
подушки, в лабораторных условиях была изготовлена испыта-
тельная установка. Испытуемую карданную передачу фланца-
ми-вилками соединяли с фланцами валов технологических опор,
установленных в подшипниках качения. Промежуточную опору
с кронштейном закрепляли на поперечине испытательной уста-
новки. Карданная передача через вал технологической опоры
приводилась во вращение от электродвигателя. Для определе-
ния зоны резонансных колебаний и их относительной ампли-
туды (напряжений) на кронштейн промежуточной опоры
(с его левой и правой сторон) были наклеены проволочные дат-
чики сопротивления.
Колебания карданной передачи определяли по колебаниям
напряжений, возникающих в кронштейне промежуточной опоры.
Испытания проводили при различных значениях дополнитель-
ного, искусственно созданного дисбаланса карданной передачи.
Дополнительный груз располагали в зоне наибольшего
дисбаланса. Схема установки испытуемой карданной передачи
показана на рис. 23. Карданную передачу вводили в резонанс,
и в этом состоянии фиксировалась амплитуда колебаний на
экране магнитоэлектрического осциллографа с одновременной
записью всего процесса на лепту.
79
Влияние жесткости резиновой подушки на амплитуду и
расположение зоны резонансных колебаний в дорожных усло-
виях определяли на автомобиле ЗИЛ-130. На него была уста-
новлена новая карданная передача, на которую последователь-
но монтировались резиновые подушки различной жесткости.
Испытания производились при различном дополнительном дис-
балансе, методика изменения которого была такой же, как и
при проведении стендовых испытаний.
Рис. 23. Схема установки карданной передачи при испыта-
нии:
А — место установки дополнительного груза; / — коробка пере-
дач; 2 — задний мост; Gi = 10 гс-см; G2 = 64 == 100 гс-см;
G3 ~ 80 гс-см
Амплитуду и расположение зоны резонансных колебаний
определяли также методом тензометрирования с помощью
проволочных датчиков сопротивле-
ния, наклеенных на кронштейн про-
межуточной опоры.
Испытание резиновых подушек
различной жесткости на долговеч-
ность проводили на 10-тонном прес-
се с частотой сжатия 160 циклов в
минуту при нагрузке 350 кгс *. Схе-
Рис. 24. Характеристика жесткости подушки
промежуточной опоры:
—	• — серийная подушка; — —	—
опытная подушка; 1 — нагружение; 2 — раз-
грузка
ма приспособления для указанных испытаний резиновых поду-
шек аналогична схеме приспособления для определения харак-
теристики жесткости (см. рис. 22).
По результатам испытаний было установлено, что жесткость
опытной резиновой подушки приблизительно на 35% меньше
жесткости серийной подушки при более криволинейной харак-
теристике жесткости (рис. 24).
* Нагрузка 350 кгс необходима для сжатия серийной резиновой подушки
на 50% высоты ее стенки.
«0
Стендовые испытания карданной передачи с опытной и
серийной резиновыми подушками промежуточной опоры пока-
зали следующее (рис. 25, а) :
— с увеличением частоты вращения карданной передачи
амплитуда колебаний растет до некоторой величины, после
чего она уменьшается, несмотря на то, что частота вращения
Рис. 25. Изменение размаха колебаний 2Л кронштейна промежуточной опоры:
а — в зависимости от частоты вращения карданного вала nQ и дополнительного дисба-
ланса; б — в зависимости от скорости движения автомобиля va; 1 и 2 — серийная по-
душка соответственно с дополнительным дисбалансом карданной передачи 350 гс-см и
без него; 3 н 4 — опытная подушка соответственно с дополнительным дисбалансом кар-
данной передачи 350 гс-см н без него; 5 — серийная подушка с дисбалансом карданной
передачи в соответствии с техническими условиями; 6 — подушка уменьшенной жестко-
сти с дисбалансом карданной передачи в соответствии с техническими условиями
передачи продолжает расти; максимального значения амплиту-
да достигает в зоне резонансных колебаний;
—	карданная передача автомобиля ЗИЛ-130 и его модифика-
ций с серийной резиновой подушкой склонна к резонансным
колебаниям на стенде при частоте вращения 1550—1670 об/мин;
—	с уменьшением жесткости резиновой подушки более чем
в 3 раза уменьшается амплитуда колебаний кронштейна, а зона
резонанса смещается в сторону меньших частот вращения
(900—970 об/мин);
6 Зак. 1071	81
— с увеличением дисбаланса карданной передачи резко
возрастает амплитуда колебаний кронштейна как на серийной
подушке, так и на опытной подушке уменьшенной жест-
кости.
Дорожные испытания подтвердили результаты стендовых
испытаний и показали (рис. 25, б), что с уменьшением жестко-
сти резиновой подушки значительно снижается амплитуда
колебаний кронштейна и смещается зона резонансных колеба-
ний в область малых скоростей движения автомобиля. В кар-
данной передаче автомобиля ЗИЛ-130 с серийной резиновой
подушкой возможно возникновение резонансных колебаний при
движении автомобиля со скоростью 50—60 км/ч (1800—
2150 об/мин). В случае установки на эту же карданную переда-
чу резиновой подушки уменьшенной жесткости зона резонан-
сных колебаний смещается в область меньших скоростей
движения автомобиля 30—40 км/ч (1120—1300 об/мин) и при
этом значительно уменьшается амплитуда колебаний.
Некоторое несовпадение зон резонансных колебаний по
частоте вращения в лабораторных и дорожных условиях может
быть объяснено различной жесткостью установок промежуточ-
ной опоры на стенде и на автомобиле.
Стендовые испытания показали, что долговечность резиновой
подушки уменьшенной жесткости в 8 раз больше долговечности
серийной подушки и при непрерывной работе первая разрушает-
ся через 24—39, а вторая — через 3 ч. Вследствие этого в произ-
водство была внедрена подушка уменьшенной жесткости.
СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Испытания карданной передачи на статическую прочность
проводились на крутильной машине. Перед началом испытаний
карданный вал подвергался предварительному обжатию момен-
том 300 кгс-м. Нагрузка на карданный вал изменялась ступеня-
ми через каждые 50 кгс-м, при этом фиксировался угол
закручивания. Испытания велись до разрушения наименее
прочного звена карданного вала.
Оценочными показателями являются крутящий момент,
соответствующий пределу пропорциональности материала де-
тали, и коэффициент запаса прочности, который подсчитывается
по формуле
где /Ираз — разрушающий крутящий момент в кгс-м;
Ме — максимальный крутящий момент двигателя; Ме =
= 41 кгс-м;
82
ij — передаточное число коробки передач при включен-
ной первой передаче; iT = 7,44.
Результаты стендовых испытаний карданной передачи авто-
мобиля ЗИЛ-130 приведены ниже:
Размеры сечения трубы в мм .	. .	71x3
Разрушающий момент в кгс-м . .	740—780
Коэффициент запаса прочности . . . 2,42—2,55
Крутящий момент, соответствующий
пределу пропорциональности, в кгс-м	530—600
Место разрушения................. Крестовина
Глава V. ЗАДНИЙ МОСТ
ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
В течение ряда лет на грузовых двухосных автомобилях ЗИЛ
устанавливались задние мосты с двухступенчатыми главными
передачами. Завод имеет большой опыт изготовления этих пере-
дач и располагает необходимыми оборудованием и технологи-
ческой оснасткой. Поэтому было решено установить на автомо-
биле ЗИЛ-130 задний мост с двухступенчатой главной переда-
чей, приняв за основу конструкцию главной передачи автомобиля
ЗИЛ-164, чтобы максимально использовать ее детали.
Устройство заднего моста показано на рис. 26. Он имеет
неразъемный стальной картер 1 с вертикальным фланцем для
крепления картера главной передачи, съемную двухступенчатую
главную передачу с парой конических и парой цилиндрических
шестерен и разгруженные полуоси.
Ведущая коническая шестерня 6 редуктора, изготовлена как
одно целое с валом, вращающимся в двух широко разнесенных
конических роликоподшипниках 7 и 8. Ведущая цилиндрическая
шестерня 5 также выполнена как одно целое с валом, установ-
ленным на конических роликоподшипниках 3 и 16. На этот вал
напрессована и прикреплена к его фланцу заклепками ведомая
коническая шестерня 14. Ведомая цилиндрическая шестерня 2'2
расположена между фланцами чашек 19 дифференциала и при-
креплена к ним болтами. Коробка дифференциала с конически-
ми шестернями 20 полуосей и сателлитами 17 установлена на
двух конических роликоподшипниках 23.
Регулировка роликоподшипников ведущей конической шес-
терни осуществляется при помощи регулировочных шайб 12 не-
обходимой толщины, а роликоподшипников вала ведущей ци-
линдрической шестерни — подбором общей толщины регулиро-
вочных прокладок 4 и 18. Роликоподшипники дифференциала
регулируют, затягивая регулировочные гайки, а зацепление ко-
нических шестерен — перемещением шестерен в осевом направ-
лении путем изменения количества регулировочных прокладок
13, 4 и 18.
Вследствие увеличения грузоподъемности, повышения крутя-
щего момента двигателя и изменения тягово-динамической ха-
рактеристики автомобиля ЗИЛ-130 по сравнению с автомобилем
ЗИЛ-164 в конструкцию заднего моста необходимо было внести
84
ряд изменений. Нагрузка на заднюю ось автомобиля ЗИЛ-130
составляет 6950 кгс, а автомобиля ЗИЛ-164 6150 кгс, поэтому
наибольшим изменениям подвергся картер 1 заднего моста.
Вместо литого из ковкого чугуна со вставными стальными
трубами полуосей картера заднего моста автомобиля ЗИЛ-164
ю
9-
8
15
16
17 18
—12
13
К
20
ведущей конической шестерни; 9 —
крышка сальника; 10 — сальник
фланца; 11 — фланец ведущей кони-
ческой шестерни; 12 — регулировоч-
ные шайбы; 15 — крышка подшип-
ника; П — сателлиты; 19 — чашка
дифференциала; 20 — шестерня полу-
оси; 21 — крестовина дифференциала;
23 — роликоподшипник дифференциала; 24 — тормозная камера; 25 — кронштейн крепле-
ния тормозной камеры и вала разжимного кулака тормоза
Рис. 26. Устройство заднего моста:
1 — картер заднего моста; 2 — картер
редуктора; 3 и 16 — роликоподшипни-
ки вала ведущей цилиндрической
шестерни; 4, 13 и 18 — регулировоч-
ные прокладки; 5 и 22 — ведущая и
ведомая цилиндрические шестерни; 6
и 14 — ведущая и ведомая конические
шестерни; 7 и 8 — роликоподшипники
23 22
на автомобиль ЗИЛ-130 устанавливается стальной картер.
Средняя часть его состоит из двух половин, штампуемых в го-
рячем состоянии из стального листа толщиной 10 мм и сваривае-
мых между собой в продольном направлении. Для увеличения
прочности и жесткости картера к его задней стенке в средней
части приваривается стальная штампованная крышка, а к пе-
редней стенке в месте крепления картера главной передачи —
усилительный фланец. К концам средней части картера встык
привариваются кованые цапфы с фланцами для крепления тор-
мозных суппортов. Для снятия напряжений со сварных швов и
получения необходимых механических качеств картер в сборе
85
после сварки перед окончательной механической обработкой
подвергается термообработке.
Масса стального картера автомобиля ЗИЛ-130 равна 87 кг,
а чугунного картера автомобиля ЗИЛ-164 96 кг. Вместе с тем
статическая и усталостная прочность стального картера значи-
тельно выше прочности чугунного.
Тормозные камеры на картере заднего моста автомобиля
ЗИЛ-164 устанавливались спереди, а на картере заднего моста
автомобиля ЗИЛ-130 их располагают сзади, что облегчает уста-
новку и снятие главной передачи.
У автомобиля ЗИЛ-130 пятая передача прямая, а у автомо-
биля ЗИЛ-164 эта передача была повышающей, поэтому для
обеспечения необходимых тягово-динамических качеств и топ-
ливной экономичности нового автомобиля передаточное число
главной передачи было принято вначале равным 6,45 вместо
7,63 у автомобиля ЗИЛ-164. Для изменения передаточного чис-
ла главной передачи введена новая пара конических шестерен,
у которой число зубьев ведомой шестерни равно 25, а ведущей
13 (у автомобиля ЗИЛ-164 число зубьев ведущей и ведомой
шестерен соответственно составляет 25 и 11). Радиус галтели
у корня зуба ведущей конической шестерни увеличен до 1,3—
1,5 мм. Все размеры посадочных поверхностей шестерен остав-
лены без изменения.
Увеличение числа зубьев ведущей шестерни снизило напря-
жения не только в конических шестернях, но и в цилиндрических
шестернях главной передачи.
На автомобили-самосвалы ЗИЛ-ММЗ-555 первоначально
устанавливалась главная передача с передаточным числом 6,97,
замененная в дальнейшем для улучшения топливной экономич-
ности автомобиля и повышения долговечности главной передачи
задним мостом автомобиля ЗИЛ-130 с передаточным чис-
лом 6,45.
Ведомую цилиндрическую шестерню изготовляют из стали
58 (55ПП), ЧМТУ 1-922—-70, с пониженной прокаливаемостью.
Зубчатый венец шестерни подвергается поверхностной закалке
с нагревом т. в. ч., способствующей уменьшению термической
поводки зубчатого венца. Эту термообработку можно произво-
дить в технологической линии механической обработки.
Для увеличения статической прочности ведущей цилиндриче-
ской шестерни ее изготовляют из стали 22ХНМ вместо стали
ЗОХГТ, применявшейся для шестерни автомобиля ЗИЛ-164. Что-
бы повысить изгибно-усталостную прочность зубьев шестерни,
было введено упрочнение стальной дробью. Однако этого оказа-
лось недостаточно и в эксплуатации наблюдались случаи по-
ломки зубьев ведущей цилиндрической шестерни, особенно на
автомобилях-самосвалах ЗИЛ-ММЗ-555, работающих в тяжелых
дорожных условиях. Поэтому было решено ввести угловую кор-
рекцию зубьев цилиндрических шестерен. Число зубьев ведомой
86
цилиндрической шестерни уменьшили на один зуб с сохранени-
ем модуля и межосевого расстояния. Уменьшение числа зубьев
компенсировалось сдвигом профилей зубьев и увеличением их
толщины. Результаты стендовых и дорожных испытаний под-
твердили значительное увеличение статической и изгибно-уста-
лостной прочности зубьев, а также долговечности шестерен.
После уменьшения числа зубьев ведомой цилиндрической
шестерни общее передаточное число главной передачи автомо-
биля ЗИЛ-130 и самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 стало равным 6,32.
Характер изменения профилей зубьев показан на рис. 27. Пара-
Рис. 27. Профили зубьев цилиндрических шестерен главном
передачи:
а — ведущей; б — ведомой; 1 и 2 — соответственно до введения
угловой коррекции и после ее введения
метры зацепления цилиндрических шестерен до и после введения
угловой коррекции приведены в табл. 29.
29. Параметры зацепления цилиндрических шестерен главной передачи
Параметры	Шестерни с угловой коррекцией		Шестерни без угловой коррекции	
	ведущая	ведомая	ведущая	ведомая
Модуль в нормальном сечении в мм		5	е	
Профильный угол исходного конту- ра в нормальном сечении 		20°		2С	°
Смещение исходного профиля в мм	+3.0	+0,295	+ 1,44	-1,44
Высота зуба исходного контура в мм 	 		1,9		1,9	
Число зубьев		14	46	14	47
Диаметр делительной окружности в мм		87,44	287,312	87,44	293,56
Угол наклона винтовой линии на делительном цилиндре к оси шестерни	16° Т	52,5"	16° Т	52,5"
Направление винтовой линии . . .	Левое	Правое	Левое	Правое
ТПяг винтовой линии в мм ....	949,808	3120,801	949,808	3188,67
Высота головки зуба в мм ....	7,628	4,923	6,24	3,36
Полная высота зуба в мм ....	Н,	227	11,5	
Толщина зуба по дуге делительно- го цилиндра в нормальном сечении в мм 		11,608	9,638	10,473	8,377
87
Полуоси автомобиля ЗИЛ-164 изготовляли из стали 40Х и
подвергали объемной закалке до твердости НВ 341—415. Полу-
оси автомобиля ЗИЛ-130 первоначально делали из стали
40ХГРТ, обладающей более высокими механическими свойства-
ми, чем сталь 40Х. Твердость полуоси после термической обра-
ботки составляет HRC 50—55. В дальнейшем, чтобы повысить
усталостную прочность полуосей, их было решено изготовлять из
углеродистой стали 45РП(ТУ ЧМЗ 41—67) с регламентирован-
ной прокаливаемостью.
Для более надежного крепления ведомой цилиндрической
шестерни к чашкам дифференциала в промежутках между во-
семью болтами, расположенными равномерно, были дополни-
тельно установлены еще четыре болта. Это позволило сохранить
взаимозаменяемость шестерен с измененным креплением с ра-
нее выпущенными шестернями.
Чтобы повысить эффективность сальника ведущей коничес-
кой шестерни, на шлифованную цилиндрическую поверхность
фланца чистотой V9 шлифовальной шкуркой Э5.12 (ГОСТ
5009—68) наносятся спиральные риски (микрошнек). Чистота
поверхности после нанесения рисок '776. Шаг спирали 5—6 мм,
направление спирали левое. Целесообразность применения мик-
рошнеков подтверждена практикой эксплуатации автомо-
билей.
Для улучшения условий смазки на поверхностях трения са-
теллита и шипа крестовины дифференциала и предотвращения
заедания на шипе крестовины увеличена глубина лыски, а в от-
верстиях сателлита установлены бронзовые втулки. Это не толь-
ко увеличило надежность дифференциала, устранив заедание,
но также значительно улучшило ремонтоспособность данного
узла.
Чтобы предотвратить разрушение чашек дифференциала по
шейкам, на которые устанавливаются роликоподшипники, и
уменьшить износ поверхностей чашек под шайбами сателлитов,
полуосевых шестерен и отверстий для шипов крестовин диффе-
ренциала, чашки дифференциала изготовляются из стали 45
вместо ковкого чугуна, применяемого для автомобилей ЗИЛ-150
и ЗИЛ-164. Это позволило сохранить размеры чашек и обеспечить
взаимозаменяемость их с чашками дифференциала автомобилей
старых моделей. С переходом на стальные чашки был увеличен
зазор между шейкой полуосевой шестерни и чашкой дифферен-
циала, а для подвода смазки к этим поверхностям в чашках
сделаны отверстия и канавки.
У автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 крепление полуоси к сту-
пице колеса осуществлялось четырнадцатью шпильками диамет-
ром 12 мм. На восемь шпилек устанавливались конические раз-
резные втулки, устраняющие зазор между отверстиями фланца
полуоси и шпильками. Чтобы исключить возможность обрыва
шпилек на автомобиле ЗИЛ-130, их диаметр был увеличен до
88
30. Краткая характеристика основных деталей заднего моста
Детали		Материал	Термообработка, твердость н метод упрочнения	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности
Картер моста: средняя цапфа	заднего часть	Сталь 40 селект., ГОСТ 1050 60 (0,37 - - 0.42% С, 0,03% S, не более) Сталь 40Х, ГОСТ 4543- 61	Улучшение до твердости: НВ 187—229 НВ 269-321	Диаметр центрирующего от- верстия под картер редуктора 340+°-34 Диаметры шеек под подшип- ники ступиц колес 8630’075 7с—0,030 и '0,060	V4 V7
Картер главной пе- редачи		Ковкий чугун КЧ 35-10, ГОСТ 1215—59		Диаметр центрирующего вы- ступа 34О_о>215 Диаметр гнезда под стакан подшипников ведущей кониче- ской шестерни Диаметры гнезд под крышки подшипников вала ведущей цилиндрической	шестерни 135+°, о-1° Диаметры гнезд под подшип- ники дифференциала 13О+0-040 Межцентровое расстояние цилиндрических	шестерен 190,5 ± 0,05 Непараллельность осей ци- линдрических шестерен на дли- не 100 мм не более 0,05	\,'4 3,6 V5 \?6
89
Продолжение табл. 30
90
Детали	Материал	Термообработка, твердость н метод упрочнения	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности
Стакан подшипни- ков ведущей кониче- ской шестерни	Ковкий чугун КЧ 35-10, ГОСТ 1215—59	—	Диаметры гнезд под подшип- ники 140=";0|| и 1Ю=°;^ Взаимное биение гнезд под подшипники не более 0,03	V6
Крышки подшипни- ков ведущей цилинд- рической шестерни	Ковкий чугун КЧ 35-10, ГОСТ 1215—59	—	Диаметры гнезд под подшип- ники 120	и 110=0;°249 Наружный посадочный диа- метр 135Zo;ola	V6 V6
Ведущая кониче- ская шестерня	Сталь ЗОХГТ, ГОСТ 4543- 71	Цементация на глубину 1,0—1,4 мм с закалкой до твердости HRC 56—62, твер- дость сердцевины HRC 35—45 Зубчатый венец упрочнен стальной дробью	Диаметры шеек под подшип- сг + 0.023 н гл+0,004 НИКНЬ°+0,003 И OU_0>015	\77
Ведомая кониче- ская шестерня	Сталь ЗОХГТ, ГОСТ 4543-71	Цементация на глубину 1,0 —1,4 мм с закалкой до твердости HRC 56—62, твер- дость сердцевины HRC 35—45	Диаметр посадочного отверс- тия 110^-034 Биение опорного торца не более 0,05	7'7 V7
Ведущая цилинд- рическая шестерня	Сталь 22ХНМ, ЧМТУ 1-453—68	Цементация на глубину 1,0—1,4 мм с закалкой до твердости HRC 58—62, твер- дость сердцевины HRC 35—45. Зубчатый венец упрочнен стальной дробью	Диаметры шеек под подшип- инки ££ + 0,023 .. с-п+0,020 НИКИ ЭЭ+0>003 11 °и+0,003 Диаметр посадочной поверх- ности под ведомую коническую шестерню HO+q’qjq Биение опорного торца под ведомую коническую шестерню не более 0,03	Z7 V7 V7
Продолжение табл. 30
Детали	Материал	Термообработка, твердость и метод упрочнения	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности
Ведомая цилиндри- ческая шестерня	Сталь 58 (55ПП), ЧМТУ 1-922—70	Поверхностная закалка зуб- чатого венца с нагревом т. в. ч. на глубину 1,0—2,5 мм; твердость поверхности HRC 58- 55, сердцевины HRC 30-45	Диаметр посадочного отвер- стия 198+0’027 Не параллельность опорных торцов на длине 100 мм не бо- лее 0,03 Неперпендикулярность опор- ных торцов и посадочного диа- метра на длине 100 мм не бо- лее 0,05	\-7 V7
Чашка дифферен- циала	Сталь 45, ГОСТ 1050—60	Улучшение до твердости HRC 163—197	Диаметр отверстий под шипы крестовины 28^0’gf Диаметры отверстий под по- луосевую шестерню 75^0’Jgg Биение поверхности сферы не более 0,06	<1	<1	<1 Q1	СГ>	СЛ
Шестерни полуоси	Сталь 18ХГТ, ГОСТ 4543-71	Цементация на глубинх 1,0 — 1,4 мм с закалкой до твердости поверхности HRC 56—62, сердцевины HRC 30 -45	Диаметр шеики	>5	v 7
Сателлит со втул- кой в сборе	Сталь 25ХГТ, ЧМТУ/ЦНИИЧМ 561-61	Нитроцементация на глуби- ну 0,8—1,1 мм с закалкой до твердости ^'поверхности HRC 56—62, сердцевины HRC 35- 45	Диаметр отверстия 28^Q’QgQ	V8
Продолжение табл. 30
92
Детали	Материал	Термообработка, твердость и метод упрочнения	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности
Опорная шайба по- луосевой шестерни и опорная шайба сател- лита	Сталь 08, ГОСТ 503 71, лента класса 11	Нитроцементация на глуби- ну 0,15—0,30 мм с закалкой до твердости HRC 56 -62, фосфатирование на глубину 0,005—0,010 мм	Толщина 1,8_0 [	
Крестовина диффе- ренциала	Сталь 18ХГТ, ГОСТ 4543- 71	Цементация па глубину 0,8 1.2 мм с закалкой до твердости HRC 56—62	Диаметр шипа 28+0,03	V7
Полуось	Сталь 45РП, ВТУ/ЧМЗ 160—67	Поверхностная закалка на глубину 6 мм по всей длине и выходом на фланец, с на- гревом т. в. ч. до твердости HRC 52—58	Биение торца фланца 0,1	V4
Фланец ведущей конической шестерни	Сталь 45, ГОСТ 1050—60	Поверхностная закалка на глубину 1,0—2,5 мм шейки под сальник с нагревом т. в. ч.; твердость	поверхности HRC 55—62, сердцевины НВ 241—285	Диаметр шейки под сальник 62—0,06 Биение шейки под сальник не более 0,05	V7 после нанесе- ния рисок
16 мм, а число уменьшено до двенадцати. Конические втулки
надеты на все шпильки.
Краткая характеристика деталей заднего моста приведена
в табл. 30.
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ШЕСТЕРЕН
В результате расчета зубьев цилиндрических шестерен на
изгиб, проведенного по той же методике, что и расчет шестерен
коробки передач, напряжение изгиба в шестернях с угловой кор-
рекцией зуба оказалось несколько меньше напряжений в шестер-
нях без угловой коррекции (табл. 31). Расчет проводился для
максимального крутящего момента двигателя Ме = 41 кгс-м при
включенной первой передаче в коробке передач.
31. Напряжение изгиба в шестернях
Параметры	Шестерни с угловой коррекцией		Шестерни без угловой коррекции	
	ведущая	ведомая	ведуща я	ведомая
Число зубьев		14	46	14	47
Напряжение изгиба в кгс/мм2 . . .	39	39	42,2	41
32. Данные для расчета контакных напряжений
в зубьях цилиндрических шестерен
Параметры	1*0 = 6,32	i0 = 6,4 5
Рабочая ширина шестерни в мм		70	
Угол наклона спирали на делительном цилиндре . -	16“	08'
Профильный угол рейки в нормальном сечении . . .	20	
Коэффициент, зависящий от угла наклона спирали	1,03	
Степень перекрытия зубьев в осевом сечении ...	1,03	
Степень перекрытия зубьев в торцовом сечении . . .	1,08	1,2
Коэффициент, зависящий от степени перекрытия зу-		
бьев		1,1	1,24
Минимальная суммарная длина линий контакта в мм	79,3	89,2
Межосевое расстояние в мм		190,5	
Крутящий момент на ведущей шестерне в кгс-мм . .	586 000	
Передаточное число пары шестерен		3,28	3,35
Угол зацепления шестерни в торцовом сечении . . .	23° 06'	20° 45'
Контактное напряжение в зубьях шестерен в кгс/мм2	274	272
Расчет цилиндрических шестерен на контактные напряжения
производился по методике, изложенной в книге И. И. Дымшица 1
(табл. 32). Контактные напряжения в шестернях с угловой кор-
рекцией (главная передача с iD = 6,32) и в шестернях без угло-
вой коррекции (главная передача с i0 = 6,45) практически оди-
наковы»
1 Дымшиц И. И. Коробки передач. М., Машгиз, 1960.
93
ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА ЗАДНИХ МОСТОВ
Главная передача
В процессе доводки конструкции главной передачи на стенде
определяли ее статическую прочность, изгибно-усталостную
прочность шестерен, контактную прочность зубьев шестерен,
жесткость главной передачи. Кроме того, главные передачи про-
ходили также дорожные испытания.
Испытание на статическую прочность. Испытания на стати-
ческую прочность производятся на крутильной машине. Испыту-
емую главную передачу устанав-
ливают в технологический картер
заднего моста. Ведущий вал
главной передачи посредством
карданного вала соединяют с вы-
ходным валом крутильной маши-
ны; тормозные барабаны блоки-
руют с опорными дисками тормо-
зов (рис. 28).
Главную передачу нагружают,
плавно увеличивая крутящий мо-
мент до поломки наименее проч-
ного звена (скорость нагружения
2 об/мин). Крутящий момент из-
меряют с помощью специальных
протарированных торсионов с
тензодатчиками, показания кото-
рых передаются на вход автома-
тического потенциометра ЭПП-
09М. Одновременно с нагружени-
Рис. 28. Заблокированные тор-
мозные барабаны
ем диаграммное устройство вы-
черчивает график зависимости крутящего момента от угла пово-
рота выходного вала крутильной машины и в момент поломки
фиксирует величину разрушающего момента.
В процессе статических испытаний определяется наименее
прочное звено главной передачи и запас прочности, который под-
считывают по формуле (3).
Результаты испытаний на статическую прочность, приведен-
ные в табл. 33, показали, что в главных передачах с i0 = 6,45
наименее прочным звеном являются цилиндрические шестерни.
В главной передаче с i0 = 6,32, в которой устанавливаются ци-
линдрические шестерни с угловой коррекцией, слабым звеном
были конические шестерни. Цилиндрические шестерни в этой
главной передаче поломок не имели.
Испытания на изгибно-усталостную прочность. Испытания
на изгибно-усталостную прочность зубьев шестерен главной пе-
94
33. Результаты испытаний на статическую прочность главных передач
10	Разрушаю- щий момент в кгс-м	Запас прочности	Состояние шестерен			
			конических		цилиндрических	
			ведущих	ведомых	ведущих	ведомых
6,32	890*	2,92	Поломка пяти зубьев	Поломка одного зуба	Поломок нет	
6,45	760-840**	2,49—2,75	Поломок нет		Поломка двух-трех зубьев	Поломка одного-ше- сти зубьев
* Испытывались две главные передачи, результаты испытаний которых одинаковы.
** Данные контрольных испытаний шести главных передач.
редачи проводятся на стенде с замкнутым силовым контуром,
кинематическая схема которого приведена на рис. 29.
Для нагружения шестерен главной передачи при испытании
используется мощность, циркулирующая в замкнутом контуре,
состоящем из четырех однотипных соединительных угловых ко-
робок и упругих валов, зубчатых муфт, нагружающего механиз-
ма и двух мостов: испытуемого и вспомогательного. Контур при-
водится во вращение электродвигателем постоянного тока. Бес-
ступенчатая регулировка частоты вращения контура (в пределах
одной передачи в коробке передач) осуществляется путем изме-
нения частоты вращения вала электродвигателя. Кроме того,
для расширения диапазона изменения частот вращения контура
имеется механическая четырехступенчатая коробка передач.
Ведущий мост с испытуемой главной передачей устанавли-
вается на плите, связанной системой рычагов с весоизмеритель-
ным устройством. Ступицы колес специальными зубчатыми муф-
тами соединяются с угловыми коробками. Вал ведущей коничес-
кой шестерни главной передачи соединен с центральным
карданным валом стенда. Между двумя другими угловыми ко-
робками устанавливается вспомогательный замыкающий мост
с главной передачей, аналогичной испытуемой. Направления по-
токов мощности в главных передачах вспомогательного и испы-
туемого мостов противоположны.
Нагружение шестерен главной передачи производится спе-
циальным нагружателем, представляющим собой планетарный
редуктор. Для создания нагрузки в контуре необходимо выход-
ные валы планетарного редуктора повернуть один относительно
другого на некоторый угол. Этот поворот валов осуществляется
электродви гателем.
Крутящий момент в контуре в процессе испытаний измеряет-
ся весоизмерительным устройством, которое фиксирует реактив-
95
ный момент на картере заднего моста, равный суммарному
крутящему моменту на полуосях. Направление вращения шес-
терен испытуемой главной передачи соответствует их вращению
при переднем ходе автомобиля. Для обеспечения равенства час-
Рис. 29. Схема стенда с замкнутым
контуром для испытания задних
мостов:
1 — коробка передач; 2, 7, 11 и 15 —
угловые коробки; 3, 6, 12 и 14 — сое-
динительные муфты ступиц; 4 — цен-
тральная коробка; 5 — вспомогатель-
ный мост; 8 — нагрузочная коробка;
тот вращения полуосей дифференциал вспомогательного моста
блокируется. Постоянная температура масла в испытуемом и
вспомогательном мостах поддерживается при помощи внешнего
водяного охлаждения (душа). Контроль за температурой масла
в картерах мостов осуществляется достанционными аэротермо-
метрами.
96
Все главные передачи перед испытаниями подвергаются об-
катке при частоте вращения ведомой цилиндрической шестерни
50 об/мин. Обкатка производится в течение 1 ч при нагрузке на
ведомой цилиндрической шестерне 500—1000 кгс-м. Температура
масла поддерживается в пределах 80—90° С.
Нагрузка на стенде при испытании главной передачи уста-
навливается близкой к максимальной расчетной нагрузке и кру-
тящий момент на ведомой цилиндрической шестерне определял-
ся по формуле
/Икр = Meiii0T],
где t'i — передаточное число первой передачи коробки передач;
т] — к. п. д. главной передачи; т] = 0,89 4- 0,9.
При испытании главных передач автомобилей ЗИЛ-150 и
ЗИЛ-164 крутящий момент двигателя принимался равным
34 кгс-м. Чтобы можно было сопоставлять результаты испыта-
ний главных передач автомобиля ЗИЛ-130 с данными ранее
проведенных испытаний, крутящий момент двигателя ЗИЛ-130
также был принят равным 34 кгс-м. Поэтому для главной пере-
дачи с io = 6,32 крутящий момент на полуосях MKV = 1410 кгс-м,
а для главной передачи с io = 6,45 Мкр = 1440 кгс • м.
Частота вращения ведомой цилиндрической шестерни для
ускорения испытаний была принята равной 50 об/мин. Эта ве-
личина приблизительно в 1,5 раза больше частоты вращения ве-
домой цилиндрической шестерни на автомобиле при включении
первой передачи коробки передач. При испытании в картер зад-
него моста заливалось масло ТАп-15В.
Результаты испытаний первой партии главных передач даны
в табл. 34. Ведущая коническая шестерня главной передачи
с i0 = 6,32 была нарезана с увеличенным до 1,3—1,5 мм радиу-
сом галтели у корня зуба. При поломке конических шестерен их
заменяли, после чего испытания продолжались до поломки ци-
линдрических шестерен. По результатам стендовых испытаний
можно сделать вывод, что при снижении напряжения изгиба на
5—8% и упрочнении зубьев стальной дробью усталостная проч-
ность цилиндрических шестерен повышается в 3—4 раза, но при
этом долговечность конических шестерен значительно меньше
долговечности цилиндрических шестерен.
При испытании второй опытной партии главных передач
с 10 = 6,32 в них были установлены такие же конические шестер-
ни, что и в первой партии, но их зубья дополнительно подверга-
лись хонингованию и упрочнению стальной дробью. Результаты
испытаний второй партии главных передач показывают
(табл. 34), что долговечность конических шестерен после хонин-
гования зубьев и упрочнения их дробью возросла в несколько
раз и превысила долговечность цилиндрических шестерен.
Упрочнение шестерен стальной дробью производится на спе-
циальной машине конструкции ЗИЛ. Диаметр дроби 0,8—1,2 мм,
7 Зак. 1071	97
34. Результаты испытаний шестерен на изгибно-усталостную прочность
№ главной пере- 1 дачи	Время работы до разрушения шестерен в ч		Состояние шестерен			
	кониче- ских	цилиндри- ческих	конических		цилиндрических	
			ведущей	ведомой	ведущей	ведомой
			Первая партия		i0 = 6,32	
1	17,6	92,75	Поломка двух зубьев у корня	Удовле- твори- тельное	Поломка одно- го зуба, очаги вы- крашивания у ножки через зуб	Небольшие повреждения на вершине зубьев
2	31,0	57	Поломка одно- го зуба у корня и частичная поломка одно- го зуба	То же	Поломка одного зуба; на осталь- ных выкрашива- ние поверхност- ного слоя	То же
3	22,0	44	Поломка двух зубьев у корня	»	Поломка шести зубьев, остальные в удовлетвори- тельном состоя- нии	Очаги разру- шения поверх- ностного слоя у вершины зубьев
4	18,9	30,9	Поломка одного зуба у корня Переа.	» ? партия	Наличие тре- щин и выкраши- вание рабочей по- верхности через зуб i0 = 6,45	Удовлетвори- тельное
5	7- 10	11,9- 17,3	Поломка одного-двух зубьев у корня Втора	Удовле- твори- тельное я партия	Поломка трех- шести зубьев io = 6,32	То же
1	102,75	59,5	На трех зубьях небольшие сколы	Поломка трех зубьев пол- ностью и одного частично	Поломка одно- го зуба, на трех сколы. На осталь- ных зубьях боль- шие очаги выкра- шивания	На всех зубьях очаги выкрашивания на головке
2	90,2	43,5	Удовлетворительное		Поломка одно- го зуба; на одном зубе трещина у основания, на от- дельных зубьях очаги выкраши- вания	На отдельных зубьях очаги выкрашивания
3	89,4	53,0	»		Поломка четы- рех зубьев пол- ностью и двух частично,	на остальных очаги выкрашивания у ножки	На всех зубьях очаги выкрашивания на головке
98
продолжительность операции 1,5 мин. Интенсивность обдува
дробью устанавливается по пластине Олмена из стали 65Г раз-
мером 76 X 19 X 11,3 мм, которая в результате этой операции
получает остаточную деформацию 0,4—0,7 мм.
Испытания на контактную прочность. Испытания зубьев
цилиндрических шестерен на контактную прочность обычно про-
водились на той же машине с замкнутым силовым контуром, что
п испытания на изгибно-усталостную прочность. Все главные
передачи перед испытаниями подвергались обкатке при частоте
вращения ведомой цилиндрической шестерни 50 об/мин в течение
2 ч. Испытания велись при той же частоте вращения и крутящем
моменте, равном 0,61—0,62 крутящего момента, принятого для
испытаний на изгибно-усталостную прочность.
В процессе испытаний каждые 3—4 ч шестерни осматривали,
чтобы приблизительно установить момент начала разрушения
рабочей поверхности зубьев. Испытания заканчивались, когда
разрушение поверхности зубьев нарушало нормальную работу
зацепления.
Результаты испытаний (табл. 35) показывают, что продол-
жительность работы цилиндрических шестерен с угловой коррек-
цией больше, чем у шестерен без нее. Выкрашивания рабочей
поверхности зубьев конических шестерен во время испытаний
не наблюдалось.
35. Результаты испытания на контактную прочность зубьев
цилиндрических шестерен
I № главной пере- 1 дачи			Время работы шестерен в ч			Состояние шестерен		
			до начала разруше- ния	।	до окон-	нагельного разруше- ния	ведущей	ведомой	
1 2	6,32		61 92	246 169		На зубьях большие оча- ги выкрашивания; сколов и поломок нет; в зоне вы- крашивания трещины На одном зубе большой	Удовлетворительное На отдельных зубьях	
3 4	6,45.		22 68	245 172,5		скол в средней верхней части; на остальных не- большие очаги выкраши- вания На всех зубьях сколы вершин и большие очаги выкрашивания То же	точечные шивания Мелкие шивания цепления То же	очаги выкра- очаги выкра- в полюсе за-
7*
99
Испытание на жесткость. При исследовании причин течи
масла из-под крышек подшипников вала ведущей цилиндричес-
кой шестерни были проведены испытания главной передачи на
жесткость. Это испытание проводилось на стенде с замкнутым
силовым контуром при частоте вращения ведомой цилиндричес-
кой шестерни 2—3 об/мин и ступенчатом увеличении нагрузки.
Наибольшая нагрузка была равна приблизительно максималь-
Рис. 30. Деформации картера главной передачи и крышек подшипников
под действием суммарного крутящего момента иа полуосях (стрелками
указано направление деформации в местах установки индикаторов):
----------- — деформация крышки;-------—------деформация картера; I —
крышка на шести болтах; II — крышка на восьми болтах; 1—4 и Г—4' — номера
индикаторов и соответствующие им кривые изменения деформации
ной расчетной. Деформацию в заданных точках определяли по
показаниям индикаторов. Схема установки индикаторов и зави-
симость деформаций от суммарного крутящего момента на полу-
осях показаны на рис. 30.
В результате испытаний было установлено, что при нагруже-
нии главной передачи с креплением крышек подшипников вала
ведущей цилиндрической шестерни шестью болтами деформации
картера и крышек подшипников вала ведущей цилиндрической
шестерни различны. Вследствие этого происходит раскрытие
стыка и появляется течь масла из картера главной передачи.
100
При испытании главных передач с креплением крышек под-
шипников восемью болтами деформации картера и крышек
практически одинаковы и значительно меньше, чем у главной
передачи с крышками на шести болтах. Кроме того, при креп-
лении крышек подшипников вала ведущей цилиндрической шес-
терни восемью болтами улучшаются условия работы зубьев
цилиндрических шестерен благодаря более жесткой их установ-
ке и, как следствие, повышается долговечность главной передачи.
При испытании на изгибно-усталостную прочность главных
передач с передаточным числом 6,95 и с крышками на шести
болтах цилиндрические шестерни ломаются после 18 ч работы;
при испытании тех же главных передач с крышками на восьми
болтах поломка цилиндрических шестерен происходит через 37—
40 ч, т. е. долговечность увеличивается в 2 раза. Учитывая по-
ложительные результаты испытаний главных передач с io = 6,95,
у которых крышки крепятся на восьми болтах, у главных передач
с i0 = 6,32 применили такое же крепление крышек.
Дорожно-эксплуатационные испытания. Семь опытных глав-
ных передач с io = 6,32 проходили эксплуатационные испытания
на автомобилях ЗИЛ-ММЗ-555, которые работали в тех же ус-
ловиях, что и автомобили ЗИЛ-ММЗ-555 с главными передача-
ми, имеющими i0 = 6,45. Три главные передачи были установле-
ны на автомобилях, работавших в следующих условиях эксплу-
атации:
Полезная нагрузка автопоезда в кгс . .	9000
Суточный пробег в км................ 150—300
Средняя техническая скорость в км/ч 20—30
Дорожные условия: в карьерах и на строительных
площадках - - насыпной песок; дороги, выложенные
бетонными плитами, и грунтовые дороги; в городе—
дороги с асфальтовым покрытием.
Четыре главные передачи испытывались на автомобилях,
работающих без прицепа с полезной нагрузкой 5000—6000 кгс
и обслуживающих дорожно-строительные организации.
Результаты испытаний (табл. 36) подтверждают значительно
более высокую долговечность главных передач, зубья цилиндри-
ческих шестерен которых имеют угловую коррекцию.
Картер заднего моста
Картеры задних мостов на заводе регулярно подвергаются
испытаниям на статическую и усталостную прочность.
При испытании на жесткость и статическую прочность воз-
растающая нагрузка прикладывается в местах крепления рес-
сор. Расстояние между опорами картера устанавливается рав-
ным колее автомобиля. Деформацию замеряют при помощи ин-
дикаторов часового типа. Схема нагружения картера и располо-
жения индикаторов показана на рис. 31.
101
36. Результаты дорожно-эксплуатационных испытаний главных передач
10	Пробег в км	Состояние главной передачи	
6,32	73 177 71 585 71 000 69 958 65 707 65 101 59 398	Удовлетворительное	
6,45	6 000 8 000 8 000 16 000 18 000 18 000 18 000 20 000 23 000 27 000 30 000		Поломка трех зубьев ведущей цилиндрической шестерни Поломка зубьев ведущей и ведомой цилиндрических ше- стерен Поломка зубьев ведущей цилиндрической шестерни Поломка зубьев ведущей и ведомой цилиндрических ше- стерен Поломка зубьев ведущей цилиндрической шестерни
37. Результаты статических испытаний картеров задних мостов
Картер заднего моста	Деформация картера в мм на 1 тс	Суммарная нагрузка, соответствующа я пределу текучести, в тс	Разрушающая суммарна я нагрузка в тс
ЗИЛ-130, стальной штампо- ванный	0,21 0,23 0,23	35	67 59,4
ЗИЛ-130, литой из ковкого чугуна	0,20 0,18	33	36
ЗИЛ-164, литой из ковкого чугуна1	0,24	33	33
1 Средние данные по нескольким ранее проведенным испытаниям
Результаты испытаний (табл. 37) показывают, что жесткость
стальных штампованных картеров задних мостов ЗИЛ-130 не-
сколько меньше жесткости литых картеров ЗИЛ-130 и больше
жесткости картеров ЗИЛ-164. Предел текучести материала всех
трех картеров практически одинаков. Разрушающая нагрузка
штампованных картеров почти в 2 раза больше разрушающей
нагрузки литых картеров.
102
Испытания на усталостную прочность проводятся на стенде
с циклическим нагружением. Схема нагружения картера та же,
что и при статических испытаниях. Режим испытаний следую-
щий: цикл нагружения — от 0 до Ртах, число циклов равно 100—
300 в минуту; испытание непрерывное, до разрушения картера;
нагрузка для картеров ЗИЛ-164 Ртах = 14,5 тс, что соответству-
ет 2,36 номинальной статической нагрузки на задний мост, для
картеров ЗИЛ-130 Ртах = 17 тс, что соответствует 2,45 номи-
нальной статической нагрузки на задний мост; прогиб картера
Рис. 31. Схема нагружения картера заднего моста
при испытании на статическую и усталостную
прочность
заднего моста в средней точке устанавливают равным прогибу,
полученному при определении жесткости картера.
По данным испытаний, литые из ковкого чугуна картеры
ЗИЛ-164 выдерживают до разрушения 300 830—889 340 циклов
нагружения. Для стальных штампованных картеров автомобиля
ЗИЛ-130 установлена контрольная цифра 1 млн. циклов нагру-
жения.
Полуоси
Качество полуосей оценивают при статических испытаниях и
испытаниях на усталостную прочность.
При испытании полуосей ЗИЛ-130 на усталостную прочность
при кручении полуось нагружают постепенно возрастающим
крутящим моментом до ее поломки. Во время испытаний фикси-
руют изменение угла закручивания полуоси в зависимости от
изменения крутящего момента.
Результаты испытания полуосей приведены в табл. 38.
38. Результаты испытания полуосей на статическую
прочность
Материал полуоси	Крутящий момент в кгс-м. соответствующий	
	пределу пропорцио- нальности	пределу прочности
Сталь 40ХГРТ		1675	2400
Сталь 45			1875	2000
103
Полуоси из стали 40ХГРТ подвергались объемной закалке,
а полуоси из стали 45 — закалке с нагревом т. в. ч.
Результаты испытаний показывают, что предел пропорцио-
нальности у полуосей из стали 45 выше, чем у полуосей из стали
40ХГРТ, а предел прочности, наоборот, ниже. Однако запас ста-
тической прочности полуосей из стали 45, рассчитанный по мак-
симальному крутящему моменту двигателя, приведенному к по-
луоси на первой передаче коробки передач, равен 2,08 и являет-
ся достаточным. При этом учитывается, что слишком большой
запас статической прочности полуоси может привести при пере-
Рис. 32. Установка полуоси на стенде при испытании на уста-
лость
грузках к поломкам шестерен, а стоимость устранения этого де-
фекта выше стоимости установки новой полуоси.
Испытания полуосей на усталость производятся на универ-
сальном стенде кривошипно-шатунного типа. Шлицевой конец
полуоси закрепляется в неподвижной втулке. Переменный кру-
тящий момент прикладывается к фланцу полуоси от ползуна
через рычажное устройство. Нагрузка измеряется с помощью
индуктивного датчика на силоизмерителе. Установка полуоси
при испытании на усталость показана на рис. 32. Нагрузка на
испытуемую полуось автоматически поддерживается постоянной,
что приближает условия испытаний к эксплуатационным. Испы-
тания продолжаются до поломки полуоси, при этом фиксируется
число циклов нагружения.
В процессе испытаний при пульсирующем цикле определяют
число циклов нагружений до разрушения полуоси при разных
нагрузках.
104
Оценка и сравнение усталостной прочности полуосей произво-
дятся по их ограниченному пределу выносливости. В результате
проведенных испытаний установлено, что на базе 3 млн. циклов
при пульсирующем нагружении полуоси из стали 45 не разруша-
лись при нагрузке 1000 кгс-м, а полуоси из стали 40ХГРТ вы-
держивали только нагрузку 320 кгс-м.
По данным тензометрированпя полуосей ЗИЛ-164, в различ-
ных условиях эксплуатации известно, что максимальные крутя-
щие моменты на полуосях, влияющие на усталостную прочность
последних, возникают при движении груженого автомобиля по
разбитой грунтовой дороге в период распутицы. Сопоставляя
нагруженность полуосей автомобиля ЗИЛ-130 с нагруженностью
полуосей автомобиля ЗИЛ-164, можно считать, что максималь-
ный крутящий момент на полуосях автомобиля ЗИЛ-130 в этих
условиях будет равен 680 кгс-м.
Следовательно, полуоси, изготовленные из стали 40ХГРТ, на
автомобилях ЗИЛ-130 имеют ограниченную долговечность, в то
время как полуоси из стали 45 с закалкой т. в. ч. имеют предел
выносливости, значительно превышающий напряжения, возни-
кающие при эксплуатационных нагрузках.
Опыт эксплуатации автомобилей подтвердил правильность
принятого решения об изготовлении полуосей из стали 45 с за-
калкой т. в. ч., так как в этом случае полуоси не имеют усталост-
ных поломок.
В результате отработки технологии для изготовления полу-
осей стали применять углеродистую сталь с регламентированной
прокаливаемостью 45 РП по ТУ ЧМЗ 41—67.
Глава VI. РАМА
ВЫБОР ТИПА РАМЫ И ЕЕ КОНСТРУКЦИЯ
При создании новых моделей автомобилей большое значение
имеет выбор типа рамы, поскольку у грузовых автомобилей она
является основным несущим элементом, воспринимающим все
силы, действующие на автомобиль. Наибольшее распростране-
ние получили рамы, состоящие из двух лонжеронов, соединен-
ных между собой поперечинами. Такой тип рамы был выбран и
для семейства грузовых автомобилей ЗИЛ-130.
Автомобили ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 имели раму указанного вы-
ше типа, у которой при относительно небольших пробегах лома-
лись лонжероны в зоне изгиба вертикальной стенки, ослаблялось
крепление поперечин и ломались поперечины № 2 (рис. 33).
Опыт изготовления и эксплуатации выпускавшихся ранее авто-
мобилей был учтен при проектировании рамы автомобиля
ЗИЛ-130, в результате чего были приняты соответствующие кон-
структивные решения, устраняющие указанные выше недостатки.
При проектировании рам семейства автомобилей ЗИЛ-130
предусматривалась максимальная их унификация между собой
как в отношении конструкции, так и в отношении технологии
изготовления. Рамы отличаются одна от другой только длиной
лонжеронов, количеством поперечин и номенклатурой некоторых
деталей. Конструкции поперечин в основном унифицированы
для всех рам. Лонжероны рам автомобиля ЗИЛ-130 (базовая
модель), седельного тягача и шасси самосвала имеют форму,
позволяющую изготовлять их в одном штампе.
Ширина рам семейства автомобилей ЗИЛ-130 соответствует
международным нормам и позволяет устанавливать на его шас-
си кузова зарубежных фирм и различное специальное оборудо-
вание. Элементы рамы в местах установки платформы не высту-
пают над верхней полкой лонжерона. Это упрощает монтаж
различного оборудования на шасси автомобилей, а также облег-
чает транспортировку и складирование рам.
В отличие от рам автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 рамы
автомобиля ЗИЛ-130 имеют постоянную ширину 865 мм по всей
длине, что устраняет дополнительное скручивание лонжеронов
и исключает образование технологических гофр на горизонталь-
ных полках, неизбежных на лонжеронах старой конструкции
106
в зоне изгиба вертикальной стенки и приводивших к их полом-
кам. Размеры элементов рам семейства автомобилей ЗИЛ-130
по сравнению с рамами автомобиля ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 были
несколько увеличены, чтобы повысить их надежность, а также
в связи с увеличением грузоподъемности и скорости движения
автомобилей. Высота лонжеронов рам ЗИЛ-130 по сравнению
с лонжеронами рамы ЗИЛ-164 увеличена с 225 до 245 мм в сред-
ней части и соответственно со 130 до 140 мм в передней и до
180 мм в задней частях. Это увеличение размеров лонжеронов
обеспечивает их достаточную прочность и при этом не приводит
к излишнему утяжелению конструкции в целом.
Рис. 33. Схема рамы автомобиля ЗИЛ-164:
а — зона поломки лонжерона; / — поперечина № 2
Расчет рам показал, что напряжения в лонжеронах рамы
ЗИЛ-130 уменьшены по сравнению с напряжениями в лонжеро-
нах рамы ЗИЛ-164. Результаты расчета приведены в табл. 39.
39. Наибольшие расчетные напряжения в лонжеронах в кгс/см2
Зона лонжерона	ЗИЛ 164	ЗИЛ 130
Крепления переднего края платформы	 Размещения заднего кронштейна задней рессоры . . .	344 644	294 620
Расчет производился на основании теории простой балки.
Лонжерон рассматривался опертым на концы рессор. При этом
полезный груз в кузове для автомобиля ЗИЛ-130 принимался
равным 5 тс, а для автомобиля ЗИЛ-164 4 тс.
Рамы семейства автомобилей ЗИЛ-130 имеют три основные
модификации (рис. 34, а — в)-.
рама автомобиля ЗИЛ-130 с колесной базой 3800 мм;
рама седельного тягача ЗИЛ-130В1 и шасси самосвалов
ЗИЛ-130Д1, ЗИЛ-130Д2 и ЗИЛ-130ДЗ, имеющих колесную базу
3300 мм;
рама автомобиля ЗИЛ-130Г с колесной базой 4500 мм.
Рамы автомобиля ЗИЛ-130 и его модификаций штампован-
ные, клепаные. Лонжероны представляют собой балку в виде
107
швеллера переменного сечения. На передних концах лонжеро-
нов 8 установлен буфер 5 и буксирные крюки 3. На задних по-
перечинах 15 рам автомобилей ЗИЛ-130, ЗИЛ-130Г, ЗИЛ-130Д2
и ЗИЛ-130ДЗ установлен буксирный прибор 16 для буксировки
прицепов.
Автомобили-самосвалы ЗИЛ-130Д1, предназначенные для ра-
боты без прицепа, вместо буксирного прибора снабжаются бук-
сирной петлей 24 без амортизационно-поглощающего устройст-
ва, предназначенной для вытаскивания застрявшего автомобиля.
3 — буксирный крюк; 4 — передняя поперечина; 5 — передний буфер; 6 — кронштейн
амортизатора; 7 — кронштейн задней опоры двигателя; 8 — лонжероны; 9, 11 и 13 — по-
перечины; 10 — кронштейн кабины; 12 — усилительная вставка; 14 — раскос задней попе-
речины; 15 — задняя поперечина; 16 — буксирный прибор; 17 — рым-болт цепи прицепа;
18 и 20 — кронштейны задней рессоры; 19 — кронштейны дополнительной рессоры; 21 —
кронштейн платформы; 22 и 23 — кронштейны передней рессоры; 24 — буксирная петля
Все части рамы седельного тягача ЗИЛ-130В1, кроме задней по-
перечины, такие же, как и у рамы шасси самосвала ЗИЛ-130Д1.
Задняя поперечина рамы седельного тягача имеет облегченную
конструкцию крепления (отсутствует раскос 14), так как при-
способления для буксировки на этой раме не ставятся.
Лонжероны рамы длиннобазового автомобиля ЗИЛ-130Г
имеют в средней части Г-образные усилители 1.
В качестве буксирного прибора на автомобилях ЗИЛ-130,
предназначенных для работы с прицепами, применяется тяговый
крюк с резиновым упругим элементом (рис. 35).
Использование резинового упругого элемента дало возмож-
ность избежать ряда недостатков, которые имела витая цилинд-
108
рическая пружина, применявшаяся в качестве упругого элемента
в буксирном приборе автомобиля ЗИЛ-164. Основной недостаток
витой цилиндрической пружины — низкие демпфирующие свой-
ства, вследствие чего автопоезд имеет склонность к продольным
колебаниям. Это приводит к износу деталей буксирного прибо-
ра. а также сокращает срок службы автомобиля в целом.
Резиновый упругий элемент благодаря нелинейности харак-
теристики и значительному гистерезису, обусловленному внутри-
молекулярным трением, смягчает и поглощает удары и толчки,
Рис. 35. Буксирный прибор:
1 — резиновый буфер; 2 — гайка; 3 и 5 — упорные
шайбы; 4 — корпус буксирного прибора; 6 — буксир-
ный крюк
не вызывая продольных колебаний автопоезда. Резиновый буфер
/ заключен в закрытый корпус 4, что существенно улучшает ус-
ловия его работы. К трущимся поверхностям корпуса подводит-
ся смазка, вследствие чего увеличился срок службы буксирного
прибора. Кроме того, резиновые упругие элементы практически
не требуют никакого ухода в эксплуатации. С целью увеличения
срока службы буксирного крюка 6 размеры его были увеличены
по сравнению с буксирным крюком автомобиля ЗИЛ-164. Для
уменьшения износа крюка была повышена твердость поверхно-
сти зева.
Опыт эксплуатации первой партии автомобилей ЗИЛ-130 по-
казал необходимость некоторого дополнительного усиления бук-
сирного крюка, так как во время дорожных испытаний были слу-
чаи поломки стебля буксирного крюка в зоне резкого перехода
109
к утолщенной шейке. Чтобы избежать указанных поломок и уве-
личить срок службы буксирного крюка, цилиндрическая форма
хвостовика была заменена конической.
МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ РАМ
Применение высокопрочных сталей — один из основных спо-
собов повышения несущей способности рам и снижения их
массы.
Рама автомобиля испытывает относительно высокие, пере-
менные по знаку и по величине, напряжения изгиба и кручения.
Применение клепаных узлов рам создает условия для возник-
новения дополнительных напряжений, вызываемых клепкой; от-
верстия под заклепки являются концентраторами напряжений.
Формовка лонжеронов и поперечин производится в сложных
по форме штампах без нагрева, поэтому основными требования-
ми, предъявляемыми к материалу для изготовления автомобиль-
ных рам, являются: достаточно высокая статическая прочность;
устойчивость против вибрационных нагрузок и пониженная чув-
ствительность к различным концентрациям напряжений; доста-
точная пластичность, обеспечивающая штампуемость в холодном
состоянии; малая чувствительность к механическому старению;
высокая вязкость, обусловливающая низкий порог хладноломко-
сти; хорошая свариваемость, необходимая для высокой ремонто-
способности рам; в составе стали не должны содержаться доро-
гие и дефицитные легирующие элементы или их количество дол-
жно быть сравнительно небольшим.
Для лонжеронов рам грузовых автомобилей за рубежом при-
меняются как обычная низкоуглеродистая сталь типа марок 15кп
и 20кп, так и среднеуглеродистые стали с нормальным и повы-
шенным содержанием марганца. Многие зарубежные фирмы
изготовляют лонжероны рамы автомобилей большой грузоподъ-
емности из средне- и низкоуглеродистых сталей, легированных
марганцем, хромом и другими элементами. Часто лонжероны
или лонжеронную полосу подвергают термообработке — норма-
лизации или улучшению. Так, например, фирма Даймонд приме-
няет для изготовления лонжеронов малоуглеродистую сталь,
содержащую хром, никель, медь и фосфор; фирма Броквей для
лонжеронов автомобилей грузоподъемностью 6,5—7 т использу-
ет среднеуглеродистые улучшенные марганцовистые стали.
Лонжероны рам грузовых автомобилей ЗИЛ до 1950 г. изго-
товляли преимущественно из углеродистой стали 25. В настоя-
щее время при существующей технологии, когда формовка лон-
жеронов происходит одновременно с просечкой отверстий и не
производится последующая упрочняющая термообработка, при-
меняют низколегированные стали, обладающие хорошей штам-
пуемостью и достаточной прочностью. Для лонжеронов рам
автомобилей ЗИЛ-164А применялась, а для ЗИЛ-157К приме-
110
няется сталь ЗОТ в отожженном состоянии. Для автомобилей
ЗИЛ-130 используется сталь ЗОТ в нормализованном или сталь
15ГЮТ(ЧМТУ 1-43—66) в отожженном состоянии.
Применение нормализованной полосы из низколегированной
стали ЗОТ вместо отожженной значительно повышает прочность
и увеличивает срок службы рам грузовых автомобилей. Это по-
зволило использовать для лонжеронов автомобиля ЗИЛ-130 ма-
териал той же толщины, что и для лонжеронов автомобиля
ЗИЛ-164, т. е. толщиной 6,35 мм.
Из анализа опубликованных данных, а также опыта завода
следует, что наиболее широкое применение получают и являются
перспективными для рам грузовых автомобилей низколегирован-
ные (марганцовистые) стали с добавкой в малых количествах
в различных сочетаниях элементов, образующих карбонитрпд-
ные фазы. К таким элементам относятся титан, ванадий, нио-
бий, алюминий и азот, добавка которых и последующая термо-
40. Химический состав стали для лонжеронов
Модель автомобиля	Марка стали	Химический состав в %									
		С	Мп	Si	Сг	Си	NI	s	р	Ti	А!
ЗИЛ-130	ЗОТ	0,25— 0,33	0,5- 0,8	0,08, не более	0,30, не более		0,30	0,045, не более		0,08— 0,15	—
	15 ГЮТ	0, ll- о.16	1,00 1,40	0,17 0,35	0,30, не более	—	0,4, не более			0,08— 0,14	0,02 0,06
Додж С-ЗТА-8	—	0,12	0,56	0,03	0,06	0,10	0,05	0,024	0,025	—	0,04
Бедфорд	—	0.18	0,59	0,04	0,07	0,05	0,06	0,026	0,025	—	0,04
Даймонд	—	0,10	0,60	0,40	1,00	0,35	0,30	0,022	0,016	—	0,05
Рио F22R-1	—	0,25	0.36	0,02	0,06	0,10	0.05	0,025	0,015	—	0,06
41. Механические свойства стали для лонжеронов
Модель автомобиля	Марка стали	Временное сопротив- ление разрыв^' в кгс/мм2	Предел текучее ги в кгс/мм2	Относи- тельное удлинение в %	Твердость по Бринелю
ЗИЛ-157К	ЗОТ (отожженная)	45	32	17	156
ЗИЛ-130	ЗОТ (нормализован- ная)	48—62	36—45	18	170
	15ГЮТ (отожженная)	48	34—46	17	170
Додж С-ЗТА-8	.—.	38	20	27,0	116
Бедфорд	-—	42	22	28,4	130
Даймонд	.—	54	30	24,5	170
Рио F22R-1	—	40	24	29,0	126
111
обработка (нормализация и др.) обеспечивают высокую проч-
ность и хорошую пластичность стали.
Химический состав и механические свойства сталей, приме-
няемых для изготовления лонжеронов рам автомобилей ЗИЛ,
а также зарубежными фирмами, приведены в табл. 40—42.
42. Ударная вязкость сталей
при различных температурах в кгс-м/см2
Марка стали	Температура	
	20° С	—60° с
зот		12	6
15ГЮТ	22,5	18
Примечание. Данные для нормализованной стали;
образцы вырезались вдоль волокон.
ИСПЫТАНИЯ И ДОВОДКА РАМ
Рамы проходили заводские дорожные испытания на опытных
образцах автомобилей ЗИЛ-130. По результатам этих испыта-
ний рам были внесены изменения в их конструкцию. Дальней-
шие испытания рам были частью общей программы междуве-
домственных испытаний автомобилей ЗИЛ-130, в ходе которых
проверялась эффективность мероприятий по устранению отдель-
ных недостатков рам. Кроме того, были проведены испытания
автомобилей на заводской испытательной дорожке со специаль-
ным профилем поверхности, создающим высокие динамические
нагрузки на раму. Скорость движения на этой дорожке равна
13—15 км/ч, так как при более высоких скоростях создаются
невыносимые условия для организма водителя. Пробег автомо-
билем-самосвалом 80—150 км по испытательной дорожке соот-
ветствует пробегу 10—20 тыс. км при эксплуатации автомобиля
в карьере или при использовании его на дорожно-строительных
работах.
При длительных дорожных испытаниях, испытаниях на спе-
циальной дорожке и при эксплуатационных испытаниях автомо-
билей ЗИЛ-130 наблюдались следующие основные дефекты
рамы: поломки и появление трещин на задней отбортовке попе-
речины № 1 и в местах крепления двигателя и радиатора, ос-
лабление заклепок и поломки кронштейнов поперечин № 2 и 3,
на автомобилях-самосвалах были поломки лонжеронов рам
в зоне поперечины № 2 (о принятых мерах по устранению этих
дефектов сказано ниже).
В процессе доводки рамы было проведено сравнительное
тензометрическое исследование напряженности рам автомоби-
лей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 при движении автомобилей по дорогам
с булыжным покрытием, по грунтовым дорогам, а также при
112
переезде через глубокий кювет. Испытания показали, что напря-
женность рамы автомобиля ЗИЛ-130 меньше напряженности
рамы автомобиля ЗИЛ-164. Вместе с тем были подтверждены
результаты дорожных испытаний, т. е. то, что узлы рамы в зо-
нах поперечин № 1, 2 и 3 являются наиболее напряженными.
В дальнейшем было проведено тензометрическое исследова-
ние напряженности рамы автомобиля ЗИЛ-130 для четырех слу-
чаев нагружения (табл. 43). Во всех случаях автомобиль имел
Рис. 36. Схема установки датчиков:
1 — 6 — номера датчиков
в кузове равномерно распределенный груз весом 4,5 тс. Иссле-
дование проводилось с применением проволочных датчиков
с базой 20 мм, тензометрического усилителя и шлейфового
осциллографа. Расположение датчиков на полках лонжерона по-
казано на рис. 36.
43. Напряжения в раме автомобиля ЗИЛ-130 в кгс/см2
Условия измерения	Номера датчиков (рис. 36)					
	1	2	3	4	5	6
Статическое нагружение автомо- биля		—230	±100	±180	±40	±60	±40
Закручивание рамы на угол 1°20' (на длине базы)		±500	—260	±340	±300	±180	±360
Движение автомобиля по булыж- ному шоссе удовлетворительного ка- чества со скоростью 40 км/ч ....	±920	±540	—540	—200	—260 ±900	— 100
Движение автомобиля по грунто- вой дороге с засохшими колеями со скоростью 15 км/ч		±2300	±1020			—1300 ±800	
					— 1000	
Результаты исследования показывают, что максимальные
напряжения, испытываемые рамой при движении автомобиля по
плохой грунтовой дороге, приблизительно в 10 раз больше на-
пряжений, возникающих при статическом нагружении авто-
мобиля.
Первоначальная конструкция рам семейства автомобилей
ЗИЛ-130 по сравнению с существующей конструкцией по резуль-
8 Зак. 1071	ИЗ
татам проведенных испытаний претерпела ряд изменений, необ-
ходимых для повышения их прочности и приведенных ниже:
1.	Увеличена высота лонжеронов рам ЗИЛ-130 и ЗИЛ-130Г
в задней части на 40 мм и уменьшен задний свес рамы ЗИЛ-130Г,
что устранило прогиб ее заднего конца, который приводил к по-
ломкам лонжеронов. В связи с этим, учитывая использование
единого формовочного штампа, пришлось изменить форму лон-
жеронов ЗИЛ-130В1 и ЗИЛ-130Д1. Одновременно была увели-
чена высота поперечин № 4 и 5 рам всех автомобилей семейства
ЗИЛ-130.
2.	Усилена поперечина № 1—увеличена толщина материала
поперечины с 5 до 5,5 мм и высота отбортовки в задней части
Рис. 37. Крепление поперечин № 2 и 3:
а — опытный вариант; б — принятый вариант
поперечины с 24 до 35 мм, а также введены усилительные на-
кладки в местах крепления радиатора и двигателя.
3.	Изменена конструкция поперечин № 2 и 3. Первоначаль-
но они имели жесткую коробчатую форму и крепились к верх-
ним и нижним полкам лонжеронов. Для предотвращения обра-
зования трещин в местах крепления поперечин к лонжеронам
была разработана их П-образная конструкция и весьма жесткое
крепление с помощью косынок к верхним полкам лонжеронов и
с помощью угольников к их вертикальным стенкам. Это исклю-
чило поломку поперечин, но привело к поломкам лонжеронов
в местах крепления поперечин. Пришлось вернуться к крепле-
нию поперечин к верхним и нижним полкам лонжеронов, сохра-
нив П-образную форму сечения.
К верхним полкам лонжеронов поперечины крепятся непо-
средственно, а к нижним полкам — с помощью дополнительных
кронштейнов (рис. 37). Жесткость поперечин была значительно
уменьшена по сравнению с первым вариантом, что практически
устранило случаи поломок.
4.	Введены усилительные вставки лонжеронов в зоне контак-
тов с центральным буфером передних рессор (рис. 38, а) и над
балкой заднего моста (рис. 38, б), чтобы устранить смятие ниж-
них поломок лонжеронов в этих зонах при ударах во время экс-
плуатации автомобиля в тяжелых дорожных условиях.
114
5.	Установлены усилители на нижних полках лонжеронов
в месте крепления поперечины № 2 на шасси самосвала и се-
дельного тягача, предотвращающие появление трещин в этих
местах при эксплуатации автомобилей в тяжелых дорожных ус-
ловиях (рис. 39).
Рис. 38. Усилительные вставки лонжеронов
Рис. 39. Усиление лонжерона
в зоне поперечины № 2:
/ — лонжерон; 2 — усилитель
лонжерона
Рис. 40. Задняя поперечина с буксирным прибором:
а — до изменения; б — после изменения
6.	Усилен узел буксирной поперечины в связи с увеличением
общей массы буксируемого прицепа (с 6400 до 8000 кг) для пре-
дотвращения поломок этой поперечины в эксплуатации (рис. 40).
После внедрения в производство всех указанных изменений
долговечность рамы автомобиля ЗИЛ-130 была существенно по-
вышена.
Глава VII. ПОДВЕСКА
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ
ПОДВЕСКИ
Анализ развития подвесок грузовых автомобилей как в СССР,
так и за рубежом показал, что на грузовых автомобилях средней
грузоподъемности применяются зависимые подвески с листовы-
ми рессорами. Широкое распространение таких подвесок объяс-
няется простотой их изготовления и обслуживания, а также тем,
что они обеспечивают вполне удовлетворительные плавность
хода и устойчивость автомобиля при современных скоростях
движения.
В подвеске, где полуэллиптическая листовая рессора выпол-
няет функции направляющего устройства, большое значение
имеет правильный выбор конструкции крепления рессор к раме
автомобиля. Это связано с тем, что коренные листы рессор под-
вергаются воздействию комплекса сил и моментов, значительно
возрастающих при эксплуатации автомобилей в тяжелых дорож-
ных условиях. Если недооценить влияния этих нагрузок, эксплу-
атационная надежность подвески резко снизится. Поэтому при
выборе типа крепления рессор к раме был рассмотрен и проана-
лизирован ряд наиболее распространенных на грузовых автомо-
билях конструкций с учетом их надежности, удобства и простоты
обслуживания (количество точек смазки), а также экономиче-
ской целесообразности.
Основные типы крепления концов рессоры к раме или кузову
автомобиля следующие:
фиксированного конца рессоры (т. е. конца рессоры, воспри-
нимающего все силы, действующие на подвеску) — с витым или
отъемным ушком или на резиновой опоре;
свободного конца рессоры (т. е. конца рессоры, восприни-
мающего все силы, кроме продольных, возникающих при дви-
жении автомобиля) — на серьге, на резиновой или скользящей
опоре.
Сочетание креплений концов рессоры может быть самым раз-
личным. На практике чаще всего применяется крепление фикси-
рованного конца рессоры с витым ушком и свободного конца
на серьге или скользящей опоре. Сочетание витого ушка с серь-
гой, опробованного на Московском автомобильном заводе
им. И. А. Лихачева, показано на рис. 41.
116
Рис. 43. Крепление
рессоры при помощи
отъемного ушка
и скользящей опоры
Резиновые опоры обычно используют одновременно для креп-
ления обоих концов рессоры. Вариант этого крепления, разрабо-
танный и проверенный на заводе, изображен на рис. 42.
На автомобиле ЗИЛ-130 было решено применить отъемное
ушко для крепления переднего конца рессоры и скользящую
опору для заднего (рис. 43). Соображения, которыми при этом
руководствовались, приведены ниже.
Крепление фиксированного конца рессоры с витым ушком
отличается простотой конструкции, малой стоимостью и наи-
меньшей массой по сравнению с креплениями других типов.
Однако применение такого типа крепления на автомобилях,
эксплуатируемых в тяжелых дорожных условиях, встречает ряд
затруднений, связанных с обеспечением необходимой прочности
ушка.
Наиболее распространенный и простой способ повышения
прочности ушка путем увеличения толщины коренного листа не
всегда дает положительный результат. Если увеличивать тол-
щину только одного коренного листа, оставляя толщину осталь-
ных листов неизменной, то это может привести к значительному
снижению долговечности рессоры из-за преждевременной уста-
лостной поломки утолщенного коренного листа. Если одновре-
менно увеличить толщину коренного и остальных листов, то для
сохранения заданных в расчете прогиба и среднего расчетного
напряжения потребуется удлинить рессору, что не всегда воз-
можно по компоновочным соображениям, и, кроме того, может
привести к нерациональному увеличению массы рессоры в связи
с уменьшением числа листов !.
Крепление концов рессор на резиновых опорах используется
в подвесках автобусов и некоторых моделей грузовых автомоби-
лей. Резиновые опоры являются хорошим изолятором от шума и
гасителем вибраций, их не надо смазывать и, кроме того, они
позволяют при необходимости повысить долговечность рессор,
когда по соображениям компоновки нельзя существенно увели-
чить их длину. Тем не менее эта конструкция в мировой практике
автомобилестроения получила весьма ограниченное применение
на грузовых автомобилях по следующим причинам: повышенная
масса узла по сравнению с узлами с другими способами крепле-
ния (см. табл. 44 и 45); большая стоимость узла из-за необходи-
мости применения резины высокого качества; снижение долго-
вечности резиновых опор при работе с большими угловыми и
продольными перемещениями.
Следует добавить, что при износе резиновых опор передних
рессор передний мост получает возможность перемещаться
в продольном направлении, в связи с чем нарушается кинема-
тика рулевого управления. Это обстоятельство в сочетании
с другими причинами способствует возникновению вынужден-
1 См. раздел «Расчет листовых рессор».
118
44. Массы деталей крепления фиксированного конца рессоры (в кг)
Тип креплении
Детали
Тип крепления
Детали
Кронштейн . . . .
Крышка кронштейна
Палец рессоры . . .
Втулка . . .
Опора ...........
Верхняя чашка .
Нижняя чашка .
3,523 6,000
— 1,390
0,640 —
0.200 —
— 0,945
— 0,370
— 0,260
3,523
0,640
0,200
Ушко..........
Прокладка ушка .
Стремянка .
Накладка ...
Рессорный прокат1
Масленка ....
Крепежные детали
1,326 0,442
0,012 —
0.166 0,287
1,400
0,965
0,359
0,250
0,556
0,012
0,561
5,867 9,694 8,466
1 Под массой рессорного проката понимается масса концов рессорных листов, выходя-
щих за пределы расчетной длины рессоры.
Масса деталей крепления фиксированных концов рессор одной подвески
при различном креплении (в кг):
Витое ушко............ 11,734(100%)
Резиновая опора ....	19,388(165%)
Отъемное ушко.........	16,932(144%)
45. Массы деталей крепления свободного конца крепления рессоры (в кг)
Детали	Тип крепления			Детали	Тип крепления		
	На серьге.	Резиновая опора	Скользя- щая опора		На серьге	Резинова я опора	Скользя- щая опора
Кронштейн ....	1.150	5.000	3.118	Сухарь 						1,027
Крышка кронштейна	—	1,850	—	Вкладыш (2 шт.) .	---	—	0,354
Палец рессоры (2 шт.)	1,280	—	—	Накладка листа № 1	—	—	0,561
Втулка (2 шт.)	0,400	—	0,055*	Палец сухаря . .	—.	—	0,050
Серьга . .	2,000	•—	—	Рессорный прокат**	0,608	0,442	0,753
Опора	—	0,945	—	Масленка (2 шт.) .	0,024	—-	.—.
Верхняя чашка	—	0,400	—	Крепежные детали	0,332	0,262	0,133
Нижняя чашка	—	0,310	—				
				Итого. .	5,794	9,209	6,051
* Одна втулка.
** Под массой рессорного проката понимается масса концов рессорных листов, выхо-
дящих за пределы расчетной длины рессоры.
Масса детален крепления свободных концов рессор одной подвески при
различном креплении (в кг):
На серьге.............. 11,588(100%)
Резиновая опора .... 18,418(159%)
Скользящая опора . . . 12,102(104%)
119
ных колебаний, которые при определенной скорости автомобиля
вступают в резонанс с собственными колебаниями всей системы
управляемых колес.
Крепление фиксированного конца рессоры с отъемным ушком
применяется в тех случаях, когда витые ушки не обеспечивают
надежного соединения. При этом креплении толщина коренного
листа, а следовательно, и длина рессоры определяются в зави-
симости толко от вертикальных нагрузок. Отъемные ушки, так
же как и резиновые опоры, позволяют при необходимости повы-
сить долговечность рессор, когда по компоновочным соображе-
ниям нельзя значительно увеличить их длину.
Отъемное ушко имеет отверстие правильной геометрической
формы, поэтому втулку можно подвергнуть термообработке, что
значительно повышает долговечность шарнира. Данная конст-
рукция по сравнению с витым ушком отличается несколько по-
вышенной трудоемкостью изготовления и большей массой.
Крепление свободного конца рессоры с помощью скользящей
опоры было выбрано для подвески автомобиля ЗИЛ-130 прежде
всего потому, что в этом случае наипростейшим образом исклю-
чаются точки смазки. По долговечности указанный узел после
соответствующей доводки конструкции не уступает креплению
с помощью серьги и превосходит крепление на резиновой опоре.
РАСЧЕТ ЛИСТОВЫХ РЕССОР
Последовательность расчета
При расчете, ставшем стандартным, прежде всего определя-
ют суммарные моменты инерции h в см4 и сопротивления ITs
в см3:
L Р
4 от
(5)
где L — длина рессоры в см;
Е — модуль упругости материала рессоры в кгс/см2;
Р — нагрузка на рессору в кгс;
k — коэффициент прогиба;
f — прогиб рессоры в см;
— расчетное напряжение в кгс/см2.
При нахождении этих величин необходимо выполнение двух
условий:
1. Момент инерции /е должен быть таким, чтобы с доста-
точной степенью точности обеспечивался заданный в расчете
прогиб, возникающий под действием заданной нагрузки Р.
120
2. Момент сопротивления ИД должен соответствовать за-
данному расчетному напряжению от.
Эти условия являются необходимыми, но, как следует из фор-
мул (4) и (5), недостаточными, поскольку еще остаются неиз-
вестными две величины: коэффициент прогиба k и длина рессо-
ры L. Величину k берут с известным приближением, а затем,
при необходимости, уточняют. Принятый на заводе метод выбо-
ра коэффициента k описан в следующем разделе. Длину рессо-
ры L обычно определяют методом подбора. При этом единствен-
ным показателем, позволяющим оценить правильность ее выбора,
является получаемое в конечном итоге число листов пя рес-
соры.
По статистическим данным и., = 4 :18 (и даже 20). И хо-
тя в технической литературе рекомендуется число листов рес-
соры п:1 = 6 н 14, все равно решение остается неопреде-
ленным.
В связи с этим расчет следует начинать с определения длины
рессоры L, поскольку этот размер в наибольшей степени, чем
остальные, влияет не только на качество рессоры, но и на компо-
новку автомобиля. Формула для L выводится из выражений (4)
и (5).
Чтобы увязать длину рессоры с размерами поперечного сече-
ния листов, используют общепринятое допущение, согласно ко-
торому рессору принимают состоящей из листов одинаковой
толщины.
Если учесть, что поперечные сечения листов имеют прямо-
угольную форму, то приведенные выше равенста (4) и (5) при-
мут следующий вид:
2
(7)
о
где Ъ — ширина листа в см;
tp — расчетная толщина листа в см.
При этом имеется в виду, что
/х — i’i +12 + • • • + i„;
Wz = IEj + W2 + . .. + W,„
где ii, i2, , in — моменты инерции поперечных сечений соот-
ветствующих листов;
IE], 1Е2, ..., Wn — моменты сопротивления поперечных сечений
соответствующих листов.
121
Из совместного решения выражений (4) — (7) находим
L = 2f.
Zp — j
3E2±-^L-
°т
9ё1^-
П">
krt^b2.
(8)
(9)
у-Д2ЯЛ/?
Правильность определения расчетной длины рессоры и тол-
щины листов зависит от степени обоснованности определения
величин, входящих в правую часть выражений (8) и (9). Полу-
ченную в результате расчета длину рессоры L округляют до
размера, кратного 25 мм, согласно отраслевой нормали
II 8027—62 на листовые автомобильные рессоры.
В том случае, если пакет рессоры составляется из листов оди-
наковой толщины, то она будет являться расчетной толщиной
Д, которую округляют до ближайшего размера согласно ГОСТу-
7419—55.
После этого в соответствии с принятыми значениями L и tv
уточняются расчетные напряжение о,п и прогиб f по формулам
(4) и (5).
Выбор основных параметров рессоры
Расчетные схемы листовой рессоры показаны на рис. 44. При
расчете предполагается, что во время изгиба отдельные листы
соприкасаются по всей длине (гипотеза общей кривизны). Рес-
сору рассчитывают из изгиб от вертикальной силы Р с учетом
действия только нормальных напряжений о.
В качестве расчетной силы Р, действующей на рессору, при-
нимается вес груженого автомобиля, приходящийся на передние
и задние колеса, за вычетом веса неподрессоренных частей. При
определении веса последних в него включают половину веса
основных рессор.
Вес деталей и узлов, имеющих шарнирную связь с подрессо-
ренными и неподрессоренными частями (продольная рулевая
тяга, амортизатор, карданные валы), не учитывают.
Для автомобиля ЗИЛ-130 вес неподрессоренных частей пе-
редней оси был принят равным 475 кгс, а задней оси
950 кгс.
Прогиб рессоры f. Расчетный прогиб рессоры является пара-
метром, характеризующим качество подвески. Эту величину вы-
бирают в зависимости от типа и назначения автомобиля и она
может находиться в пределах от 25 до 250 мм.
Передние рессоры грузовых автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164
имели прогиб соответственно 54 и 70 мм. Увеличивая f, можно
122
снизить частоту собственных колебаний подрессоренных частей
автомобиля, а следовательно, и вертикальные ускорения.
Для автомобиля ЗИЛ-130 было решено несколько увеличить
прогиб передних рессор, доведя его до 80—90 мм. Характеристи-
ки задних подвесок автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 примерно
одинаковы,
Рис. 44. Расчетные схемы:
а — листовая рессора; б — рессора в спрямленном со-
стоянии; в — схема эквивалентной однолистовой балки
Расчетное напряжение ат. Среднее расчетное напряжение
выбирают в зависимости от режима работы рессоры и заданного
прогиба f. Между расчетным напряжением и прогибом f суще-
ствует определенная взаимосвязь. При увеличенном прогибе f
может быть допущено большее напряжение ат. Первоначально
зависимость между ат и f принималась прямолинейной. В даль-
нейшем на основе анализа удельной металлоемкости листовых
123
рессор эту зависимость удалось уточнить, выразив ее следую-
щим равенством:
от = П|/А	(10)
где П — показатель напряженного состояния.
Таким образом, среднее расчетное напряжение от зависит
от показателя напряженного состояния П, при выборе которого
учитывают режим работы рессоры и ее прогиб f.
Рекомендации по выбору показателя напряженного состоя-
ния П содержатся в статье Б. М. Дышмана
Толщина листов t. Большей частью листовые рессоры пред-
ставляют собой набор листов одинаковой толщины, которую
определяют по формуле (9).
В некоторых конструкциях рессор несколько листов, обычно
самых длинных, делают более толстыми, а число групп листов
разной толщины достигает трех. В данном случае величина tp,
определенная по выражению (6), представляет собой толщину
эквивалентной однолистовой балки, на основании которой может
быть найдена толщина каждого из листов, составляющих пакет
рессоры.
Необходимость применения более толстого коренного листа
может возникнуть при использовании крепления концов рессоры
к раме с помощью витых ушков, чтобы повысить их прочность.
Вместе с тем увеличение толщины листов по сравнению с рас-
четной, определенной по выражению (9), приводит к увеличению
рабочего диапазона изменения напряжения более толстых лис-
тов. При большой разнице толщины листов изменение напряже-
ния возрастает настолько, что долговечность более толстых лис-
тов значительно снижается. Чтобы избежать этого, на новых
моделях грузовых автомобилей было применено крепление рес-
сор к раме при помощи отъемного ушка и скользящей опоры.
При этом пакет рессоры можно составлять из листов одинаковой
толщины, что обусловливает более рациональное использование
металла рессоры.
Коэффициент прогиба k. При определении коэффициента
прогиба k был использован эквивалент рессоры в виде однолис-
товой балки постоянной толщины tp. В плане эта балка
(рис. 44, в) представляет собой две равнобочные трапеции, при-
мыкающие друг к другу большими основаниями. В дальнейшем
эквивалент такой формы именуется р-балкой.
Расчетное сечение эквивалентной балки имеет одинаковые
с рассчитываемой рессорой момент инерции 1п и момент сопро-
тивления Wn-
1	Дышман 'Б. М. Расчет основных параметров рессор с учетом металлоем-
кости.— «Автомобильная промышленность», 1959, № 1.
124
по сле-
(И)
Коэффициент прогиба р-балки может быть определен
дующей формуле:
,	1— 4Р + Зрг— 2₽г in р
& =------•
BL
где р — коэффициент формы; р = — (см. рис. 44, в).
В
Как следует из рис. 44, в, для рессор, пакет которых
лен из листов одинаковой толщины, коэффициент формы опре-
деляется отношением чисел листов, т. е.
состав-
где nL — число листов, длина которых равна L или больше ее;
пл — общее число листов.
Неоднократная экспериментальная проверка показала, что
действительный коэффициент прогиба рессоры с достаточной
степенью точности совпадает с величиной fep, определенной по
формуле (11). Важно, что в ней учитывается число листов nL,
поскольку от этой величины в значительной степени зависит эф-
фективность использования металла, а следовательно, и масса
рессоры.
Как правило, у рессор грузовых автомобилей п.ь = 2. Наряду
с этим встречаются рессоры, у которых nL = 3. К последним
относятся рессоры автомобилей ЗИЛ-150, ЗИЛ-151, ЗИЛ-164 и
ЗИЛ-157.
Изменение числа листов nL с трех до двух позволило, не сни-
жая долговечности задних основных рессор автомобилей
ЗИЛ-164, уменьшить массу одной рессоры примерно на 1,8 кг.
Вследствие этого для всех рессор автомобилей ЗИЛ-130 было
принято nL = 2.
Выбирая общее число листов пл, нужно учитывать, что при
лл < 8 неоправданно повышается расход металла. Это объяс-
няется тем, что при выбранном nL уменьшение общего числа
листов способствует приближению рессоры к балке постоянного
сечения (см. рис. 44), масса которой при прочих равных услови-
ях в 3 раза больше массы балки равного сопротивления.
На рис. 45 приведена зависимость массы рессоры от числа
листов пл, построенная на основе расчета передних рессор авто-
мобиля ЗИЛ-130.
Кривая / характеризует изменение массы, когда в качестве
эквивалентной рессоры используется р-балка. С увеличением
числа листов пл масса непрерывно уменьшается. Кривая 2 по-
строена с учетом зоны а, расположенной между стремянками
крепления рессоры к передней оси пли заднему мосту автомо-
биля. При учете этой зоны, размер которой не зависит от изме-
нения числа листов, масса рессоры снижается до определенного
предела, после чего либо остается неизменной, либо незначитель-
125
но возрастает. Точка перегиба кривой 2 соответствует рацио-
нальному числу листов, которое в данном случае равно 11.
Подобный анализ был произведен для всех рессор автомоби-
ля ЗИЛ-130, в результате чего было выявлено, что рациональное
число листов не должно быть меньше 9—12. При числе листов
рессоры более 12 изменение массы ее незначительно, но возрас-
Рис. 45. Зависимость массы рессо-
ры от числа листов
тает трудоемкость изготовления
рессоры.
В отличие от числа листов п:1
ширина листов b меньше влия-
ет на форму продольного конту-
ра и на массу рессоры. Это объяс-
b
няется тем, что ширина листов
не связана с коэффициентом фор-
мы р, величина которого, как вы-
ше было указано, зависит только
от отношения Пг/пл. Ширину лис-
тов обычно выбирают по конст-
руктивным соображениям. При
этом желательно, чтобы отноше-
ние b/t = 6-ъ10. Для автомобилей
ЗИЛ-130 ширина листов b была
оставлена приблизительно такой
же, как у ранее выпускавшихся
автомобилей ЗИЛ-164.
Расчет передней рессоры
Исходные данные. 1. Согласно техническим условиям нагруз-
ка на переднюю ось автомобиля с грузом 5 тс составляет
2575 кгс. Отсюда расчетная нагрузка на одну рессору
„	2575—475	щеп
р =-----------= Ю50 кгс,
2
где вес неподрессоренных частей равен 475 кгс.
2.	Расчетный прогиб рессоры f принимаем равным 80 мм
(без учета затяжки стремянок).
3.	Для определения среднего расчетного напряжения прини-
маем П = 1300. Тогда согласно формуле (10)
от = 1300)/8 = 3677 кгс/см2.
4.	На основании расчетной зависимости между массой рессо-
ры и числом листов (см. рис. 45) ориентировочно принимаем
пл = 11. При этом число листов, имеющих длину L, nL = 2.
5.	Ширина листов рессоры b остается такой же, как у авто-
мобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164. В соответствии с ГОСТом 7419—55
ширина профиля равна 65 мм.
126
Определение основных параметров. 1. Расчетную длину рес-
соры определяем по выражению (8). Рессора состоит из листов
2
одинаковой толщины, поэтому р = — = 0,1818, а определен-
ный по выражению (И) коэффициент прогиба ~ 0,884. Под-
ставив в формулу (8) исходные данные и Е = 2,05-106 кгс/см2,
находим длину рессоры L ~ 134,5 см. Выбираем ближайший
размер, кратный 25 мм. Окончательно принимаем L = 135,0 см.
2.	По выражению (9) находим толщину листов t = 0,897 см.
Согласно ГОСТу 7419—55, имеется профиль 9 X 65 мм. Оконча-
тельно принимаем t = 0,9 мм.
3.	Среднее расчетное напряжение определяем по формуле
(5), предварительно вычислив
Ы?
6
W„ = П
.« 6,5-0,92 песок Q
11 ---------= 9 6525 см3.
6
Тогда
PL
Ст
1050- 135 octi I о
-------- =3671 кгс/см2.
4Wn 4-9,6525
4.	Преобразуя
рессоры
выражение (4), находим расчетный прогиб
где
PL3
32Е1п
1050-1353
k,, =----ХСХХХ-------0,884 = 8,02 см,
32-2,05-103-4,3436
,	bts	1 ,
П «Л [2	11
6,5-0,93	. ОЛОС 4
= 4,3436 см4.
12
5.	Преобразуя выражение
женного состояния
гт _
~ VI
(10), находим показатель напря-
—=1296.
2,83
6.	Дополнительно к исходным данным выбираем длину по-
следнего (короткого) листа Ln, от которого зависит форма про-
дольного контура рессоры, а следовательно, и ее масса.
Известно, что средняя зона рессоры, заключенная между
стремянками (см. рис. 44, а), при деформациях рессоры не вся
участвует в работе. Если расстояние между стремянками обоз-
начить через А, то при nL = 2
, а (пл — 2) + L
(12)
-1
Для передних рессор автомобиля ЗИЛ-130 было принято
а = 0,65Л. Согласно компоновке передней подвески, расстояние
между стремянками А = 10,5 см, тогда
а = 0,65  10,5 = 6,825 см.
127
Используя равенство (12), определяем длину последнего
(короткого) листа
,	6,825(11— 2)+135 1ПСС
L„ =---------------= 19,Ь5 см.
11-1
Окончательно принимаем Ln = 20,0 см.
7.	Номинальная масса рессоры с учетом длины последнего
листа (в кг)
+	(13)
приняв плотность рессорной стали р = 7,85- 10~3 кг/см3, получим
8.	Для рессоры с листами одинаковой толщины длину про-
межуточных листов определяют по методу трапеции (рис. 46):
AL =	= 135~~20.. ~ 12,8 см.
«л-2	9
Ниже приведена расчетная длина каждого листа в мм:
№ листа ...	1	2	3	4	5	6	7	8	9	1011
Длина листа . . 1350 1350 1225 1100 970 840 710 580 450 320 200
Расчет геометрических параметров листов передней рессоры.
Кривизну коренного и подкоренного листов рессоры обычно де-
лают меньше кривизны последующих, чтобы несколько разгру-
зить коренной лист от действия изгибающего момента, а также
чтобы более полно прилегали концы последующих листов.
Для определения кривизны отдельных листов воспользуемся
понятием «условных напряжений». Расчет ведется по методике,
разработанной А. А. Тарутиным.
1.	Зная среднее расчетное напряжение в рессоре от =
= 3671 кгс/см2, снижаем его в коренном листе на 30%, во вто-
ром — на 15% и в последнем на 10%. Тогда
в коренном листе условное напряжение
сг21 =3671 0,7 = 2570 кгс/см2;
128
во втором листе
oV2 = 3671-0,85 = 3120 кгс/см2;
в последнем одиннадцатом листе
о2]1 = 3671 -0,9 = 3304 кгс/см2;
в промежуточных восьми листах
Мт—МТ.~-М^—МУ,, 35437,5 — 4993 — 2899
а ,, = -2--------------5L1 =-----------------= 3924 кгс/см2,
8W	8-0,8777
где Мт — средний расчетный изгибающий момент;
Мт =— = 35437,5 кгс« см;
4
Afsi; Л42ц — условные изгибающие моменты, действующие
соответственно в первом, втором и одиннадца-
том листах, в кгс-см;
Msk =
W — момент сопротивления одного листа сечением
9 X 65 мм;
W = — = 0,8775 см3.
6
Проверка. Сумма условных изгибающих моментов долж-
на быть равна среднему расчетному изгибающему моменту:
Л421 = o21R7 = 2570-0,8775 = 2255 кгс-см;
Л422 =	= 3120-0,8775 = 2738 кгс-см;
М23-1 0 = а23- 1	• 8 = 3924  8 • 0>8775 = 27 546 КГС • СМ’>
Л4211 =	= 3304-0,8775 = 2899 кгс-см.
Убеждаемся, что 2ЛТ/, = 35 438 кгс-см ~ Мт.
2.	Стрелу выгиба рессоры под контрольной нагрузкой опре-
деляем по компоновке подвески; в данном случае Hh = 20 мм
(см. рис. 44, а).
Стрела выгиба коренного листа
Zfe = /7,-A;
величина
+1 =3^2» + 8 = 22 мм,
2	2
где /?уш — расстояние от оси рессорного пальца до поверхности
коренного листа;
tH — толщина накладки скользящего конца первого листа.
Таким образом, Zk = 20—22 = —2 мм, т. е. поверхность ко-
ренного листа рессоры под нагрузкой Р выгнута в обратную
9 Зак. 1071	129
сторону (выпуклостью вверх) на 2 мм. Стрела выгиба рессоры
в разгруженном состоянии (см. рис. 44, а)
Но = Hk + f + Ло.п>
где До.п—среднестатистическая величина, соответствующая от-
клонению размеров рессорного профиля от номиналь-
ных; До.п = 0,1^ = 0,1-8 = 0,8 см.
Получаем Но = 20 + 80 + 8 = 108 мм.
3.	Эффективный прогиб в пределах положительного напря-
жения листа
Оу	Оу
Sc = fk — = 8,8 — см,
где fh = f + Дол-
4.	Полюсное расстояние
р = Se—(fk—Zo) = Se—(8,8—8,6) = S,—0,2 см,
где Zo — стрела выгиба коренного листа собранной рессоры
в свободном состоянии; Zo = Но — Д = 108—22 = 86 мм.
5.	Кривизна листов под действием расчетной нагрузки
1 PL Р	1050-135	Л/1/1О in ч ।
-----=-------м =--------------------р = 0,442 • 10~3р см-1,
рЛ 4E/n fk 4-2,05-ЮМ,3436-8,8
где pk — радиус кривизны листа; рй = R.
Радиусы кривизны отдельных листов в свободном состоянии
приведены в табл. 46.
46. Радиусы кривизны листов, находящихся в свободном состоянии
№ листа	t в см	в кгс. см2	°т В КГС/СМ2	о о		р в см	—— юз рл В 1/CM	Рд В см
1	0,0	2570	3671	0,7	6,16	5,96	2,635	380
2	0,0	3120	3671	0,85	7,48	7,28	3,22	311
3 10	0,9	3924	3671	1,07	0,42	9,22	4,07	245,5
11	0,0	3304	3671	0,0	7,02	7,72	3,41	293
Проверка стрелы выгиба собранной рессоры в свободном со-
стоянии дана в табл.47.
Расчетные параметры отдельных листов рессоры сведены
в табл. 48. Следует иметь в виду, что в ней приведены стрелы
выгиба и радиусы кривизны окончательно изготовленных листов
после наклепа вогнутой поверхности дробью и осадки рессоры
в сборе.
Схема замеров R и hk показана на рис. 47.
130
47. Определение стрелы выгиба коренного листа собранной рессоры
по радиусам листов в свободном состоянии (проверка)'
Момент инерции поперечного сечения листа 1ъ = 0,3949 см4
№ листа	k 2' 1 в см4	lk в см	Z2 lk в см	2Р* В см	hk В см	В см	hk- s' к	к в см
1	0,3949	67,5	4556	760	6,0	6,0	0
2	0,7898	67,5	4556	622	7,4	6,0	1,4
3	1,1847	63,0	3969	491	8,1	5,8	2,3
4	1,5796	55,0	3025	491	6,2	5,0	1,2
5	1,9745	48,5	2352	491	4,8	4,1	0,7
6	2,3694	42,0	1764	491	3,6	3,2	0,4
7	2,7643	35,5	1260	491	2,6	2,3	0,3
8	3,1592	29,0	841	491	1,7	1,56	0,14
9	3,5541	22,5	506	491	1,0	0,95	0,05
10	3,9490	16,0	256	491	0,5	0,48	0,02
11	4,3439	10,0	100	586	0,2	0,19	0,01
Продолжение табл. 47
№ листа	Ik k Sz i	Yk в см	Yk в см	4 в CM	в CM	f>k в CM
1	1	0	1	6,0	760	380
2	0,5	0,7	1	6,7	681	311
3	0,333	0,765	1,10	7,55	605	245,5
4	0,25	0,30	1,34	7,95	571	245,5
5	0,20	0,14	1,58	8,17	554	245,5
6	0,167	0,0668	1,91	8.3	540	245,5
7	0,143	0,0423	2,35	8,4	538	245,5
8	0,125	0,0175	2,99	8,45	533	245,5
9	0,11!	0,0055	4,00	8,47	530	245,5
10	0,10	0,0020	5,82	8,48	530	245,5
11	0,092	0,0009	9,63	8,49	—	293
Примечание. В таблице приняты следующие обозначения:
—стрела выгиба /?-го листа, собранного с предыдущими листами;
у ./ft S'lA-------; у' = -Ь/з-у-- 1);
k \ k kJ k k 2 \	/
2/
1
стрела ьыгиба коренного листа Z^ = Z k—n k k » ^k — РаДиУс выгиба корен-
и ого листа рессоры в сборе.
Стрела выгиба коренного листа собранной рессоры в свободном состоянии Zo-=84,9 ммл
« 85 мм (см. Zk для листа № 11). Стрела выгиба рессоры в свободном состоянии с учетом
деталей крепления Но = Zo + А = 85 + 22 = 107 мм.
1 Пархиловский И. Г. Автомобильные листовые рессоры* М.» Машгиз, 1954.
9*
131
Рис. 47. Схемы замеров 7? и h^:
а — листа № 1; б — листа Л’е 2; в —
листа Кг 3; г — остальных листов
48. Параметры отдельных листов
рессоры
№ листа	Ц В мм	R в мм	'hk в мм
1	1350	3800	60
2	1350	3110	74
3	1258	2455	81
4	1100	2455	62
5	970	2455	48
6	840	2455	36
7	710	2455	26
8	580	2455	17
9	450	2455	10
10	320	2455	5
11	200	2930	2
Примечая ие. Длины первого и
второго листов (L, —L2—1350 мм) даны
без учета крепления отъемного ушка и
скользящего кольца.
6.	После сборки рессоры производят пробную осадку ее под
нагрузкой Рос Используя выражение (5), можно написать
р  4GocTF/
гос L
где аос — среднее напряжение от нагрузки осадки, которое со-
гласно ГОСТу 3396—54 выбирают в зависимости от
предела прочности рессорной стали; аос = 0,85ов.
Материал рессоры — рессорно-пружинная кремнистая сталь
60С2, ГОСТ 14959—69. Для нее предел прочности ав =
= 130 кгс/мм2. Таким образом, напряжение аОс = 0,85-13 000 =
= 11 050 кгс/см2. Следовательно,
р
1 ос
4-11050-9,6525 Q1cn
---------------3160 кгс.
135
Расчет задних основных и дополнительных рессор аналоги-
чен приведенному расчету передних рессор.
132
Параметры рессор грузовых автомобилей ЗИЛ
и характеристика деталей подвески
автомобиля ЗИЛ-130
Основные расчетные параметры всех рессор автомобиля
ЗИЛ-130 приведены в табл. 49, в которой даны также для срав-
нения расчетные размеры рессор автомобилей ЗИЛ-150 и
ЗИЛ-164. Из этой таблицы следует, что коэффициент использо-
вания металла р у рессор автомобиля ЗИЛ-130 выше, чем у рес-
сор автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164; при этом показатель на-
Рис. 48. Расчетные характеристики задних рессор грузовых
автомобилей (Ро и Ря — нагрузки, воспринимаемые соответ-
ственно основной и дополнительной рессорами, fд — прогиб
дополнительной рессоры под нагрузкой Рд):
1 и Iе — автомобиль ЗИЛ-130 соответственно с грузом 5 тс и без
него; 2 — автомобиль ЗИЛ-164 с грузом 4 тс; 3 — автомобиль
ЗИЛ-150 с грузом 4 тс
пряженного состояния П у любой из рессор автомобиля ЗИЛ-130
ниже, следовательно, долговечность этих рессор выше. Однако
удельная масса т = Q/P основных рессор автомобиля ЗИЛ-130
незначительно отличается от удельной массы основных рессор
автомобиля ЗИЛ-164. Таким образом, в рессорах грузового ав-
томобиля ЗИЛ-130 металл распределен более рационально.
По расчетным данным задних рессор, приведенных в табл. 48,
построены для сравнения расчетные характеристики задних под-
весок автомобилей ЗИЛ-150, ЗИЛ-164 и ЗИЛ-130 (рис. 48).
Передняя (рис. 49) и задняя (рис. 50) подвески автомобиля
ЗИЛ-130 зависимого типа с продольными полуэллиптическими
рессорами. Крепление передней и задней основной рессор к ра-
ме одинаково. Передние концы рессор установлены на пальце
с помощью отъемного ушка, а задние имеют скользящую опору.
Передняя подвеска снабжена гидравлическими амортизаторами.
Краткая характеристика основных деталей подвески приве-
дена в табл. 50.
133
49. Основные расчетные данные рессор
Параметры	№ формулы или формула	ЗИЛ-150			ЗИЛ-164			ЗИЛ-130		
		Передняя рессора	Задние рессоры		Передняя рессора	Задние рессоры		Передняя рессо ра	Задние рессоры	
			основ- ная	дополни- тельная •		основ- ная	дополни- тельная		основ- ная	дополни- тельная
Нагрузка иа ось автомобиля с гру- зом в кгс	 ....	—•	2085	5<	)65	2100	61	50	2575	6	950
Расчетная нагрузка на рессору Р в кгс		—	800	1830	670	800	1870	730	1050	2340	660
Длина рессоры L в мм		—	1050	1375	917	1100	1375	917	1350	1410	1050
Ширина листов b в мм		—	63	76	76	63	76	76	65	75	75
Толщина листов t в мм		—	2 по 8 12 по6,5	9,5	8	6,5	9,5	8	9	9,5	8
Число листов X высота пакета в мм	—	14X94	12x114	9X72	14x91	12x114	9x72	11X99	16X152	9x72
Момент инерции центрального се- чения рессоры 1п в см4		—	2,2677	6,516	2,9184	2,0185	6,5160	2,9184	4,3436	8,574	2,880
Момент сопротивления централь- ного сечения рессоры Wn в см3 . .	—•	6,6675	13,718	7,2960	6,2107	13,718	7,2960	9,6525	18,048	7,20
Коэффициент прогиба рессоры к-.	(Ч)	0,860	0,892	0,866	0,870	0,892	0,866	0,884	0,913	0,866
Коэффициент формы рессоры р . .		0,237	0,166	0,222	0,214	0,166	0,222	0,181	0,125	0,222
Расчетный прогиб рессоры f в см	(4)	5,36	9,93	2,34	7,0	10,14	2,55	8,02	10,63	3,50
Среднее расчетное напряжение <ут в кгс/см2		(5)	3150	4586	2105	3542	4686	2294	3671	4570	2406
Показатель напряженного состоя- ния П		(Ю)	1361	1455	1376	1339	1472	1437	1296	1402	1285
Номинальная масса рессоры Q в кг	Q = ZLkP	30,4	57,3	25,9	31.7	57,3	25,9	42,0	73,8	28,4
Удельная масса рессоры т в кг/тс	tn = QjP	38,0	31,3	38,7	39,6	30,7	35,5	40,0	31,6	43,1
Теоретическая масса рессоры QT в кг		11 w tn Л|5	20,8	41,6	17,05	21,5	41,6	17,05	30,1	57,3	18,9
Коэффициент использования ме- талла р		p — QT/Q	0,685	0,725	0,658	0,678	0,725	0,658	0,717	0,777	0,665
134
135
Рис. 50. Задняя подвеска
50. Краткая характеристика основных деталей подвески
Деталь	Материал, термообработка и твердость		Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности	Примечание
Рессора: передняя задняя основная задняя дополни- тельная		Сталь 60С2, закалка 950—980° С; отпуск 550—600° С; НВ 363—444; об- работка дробью листов с вогнутой стороны	Расстояние от середины рессоры до центра отверстия ушка (в спрямлен- ном состоянии) 675±2 То же, 715±2	—	—
Ушко рессоры: передней задней		Сталь 45, закалка 830—850° С; от-  пуск 500—550° С; НВ 241—285	Диаметр отверстия под втулку рес- соры 38+0,05 То же, 48+0’05	V4 V4	Штампо- вочные уклоны 7°
Втулка ушка рессоры: передней задней		Ковкий чугун КЧ 35-10; объемная закалка (нагрев т. в. ч.); отпуск 180— 21)0° С; HRC 46-52	Диаметр отверстия под палец рес- соры 30^q’ 07 Наружный диаметр втулки 38^^цр Диаметр отверстия под палец рес- соры 40+";^ Наружный диаметр втулки 48ДД	V6 V4 V6 V4	—
Стремянка ушка рес- соры: передней задней		Сталь 40Х, закалка 850—870° С, отпуск 610—640° С; НВ 241—285	Резьба М20х1.5, кл. 2 Межосевое расстояние вб1-,1, 5 Резьба М20Х1.5, кл. 2 Межосевое расстояние 97!Д 5	—	Оцинкова- ны
137
138
Деталь	Материал, термообработка и твердость	
Накладка листа № 1 рессоры: передней задней		Сталь 60С2, закалка 950—980° С; отпуск 200° С; HRC 50—62
Палец ушка рессоры: передней задней		Сталь 45, поверхностная закалка (нагрев т. в. ч.) на глубину 2—3,5 мм; HRC 56-62
Передний кронштейн рессоры: передней задней		Ковкий чугун КЧ 35-10; НВ 163, не более
Продолжение табл. 50
Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности	Примечание
Размеры сечения полосы 8x63	—	—
Диаметр 30 (! 045	V7	Анти-
Межцентровое расстояние между		фрикцион-
лысками под болты 93±0,2		ное фосфа-
Диаметр 4О__о 05	V7	тирование
Резьба на хвостовике М27 X1.5,		с пропиткой
кл. 2		твердой смазкой
Диаметр двух отверстий под палец рессоры Зо+0-045	V6	
Диаметр шести отверстий под за-	V3	
клепки 12,3		—
Диаметр двух отверстий под палец рессоры 4О+0,05	V6	
Диаметр восьми отверстий под за- клепки 12,3	V3	
Деталь	Материал, термообработка и твердость	
Задний кронштейн рессоры: передней задней		Ковкий чугун КЧ 35-10; НВ 163, не более
Сухарь кронштейна рессоры: передней задней	Сталь 45; закалка 810—820° С; от- пуск 610—640° С; поверхностная за- калка (нагрев т. в. ч.) цилиндриче- ской поверхности; твердость на глу- бине 1 мм HRC 50 Сталь 45; нормализация 860 -880° С; цементация на глубину 1,2 —1,6 мм; поверхностная закалка (нагрев т. в. ч.) цилиндрической поверхности; твер- дость HRC 56—62	
Вкладыш заднего кронштейна рессоры: передней задней		Стал., 50ХГА; закалка 880 -900° С; отпуск 200° С; HRC 50—62
139
Продолжение табл. 50
Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности	Примечание
Посадочный размер под сухарь ос+0,26 ао+0,19 Диаметр пяти отверстий под за- клепки 12,3 Посадочный размер под сухарь qe+0.26 ао+0,19 Диаметр семи отверстий под за- клепки 12,3	<1	<]<]<] СО	4^ СО	4^	—
Посадочный размер сухаря 95+0,1	V4	
Ширина 63	V3	Неуказан- ные штам-
		повочные
Посадочный размер сухаря 95+0,1	V4	уклоны 7° max
Ширина 75	V3	
Размеры сечения полосы 6x40	—	—
140
Продолжение табл. 50
Деталь	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чистота поверх- ности	Примечание
Стремянка рессоры: передней задней	Сталь 40Х; закалка 850 870° С; [отпуск 610- 640° С; НВ 241-285	Резьба М20Х1.5, кл. 2 Межосевое расстояние 88± 1 Резьба №22X1,5, кл. 2 Межосевое расстояние 99±1	—	Резьбовые концы оцинкованы
Подушка задней рес- соры	Сталь 45; поверхностная закалка (нагрев т. ь. ч.) в зоне фиксации рес- соры; глубина 3 мм; HRC 48—60	Ширина паза под картер заднего моста 108+°’23 Ширина паза под бонку картера пг + 0,28 заднего моста 25	V4 3	Штампо- вочные уклоны 7° max
Кронштейн задней дополнительной рессоры	Ковкий чугун КЧ 35-10; поверх- ностная закалка (нагрев т. в. ч.) ци- линдрической поверхности; твердость на глубине 1 мм HRC 42—52	Диаметр четырех отверстий под за- клепки 12,3	V3	
Примечание. Для изготовления центрального и дополнительного буферов 'применяется резина 7-3703-8 УН-801, твердостью
ТМ-2 65—80.
ДОВОДКА ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПОДВЕСКИ
Всесторонние испытания показали, что выбранные парамет-
ры подвески обеспечивают хорошую плавность хода автомобиля
ЗИЛ-130 и достаточную долговечность основных деталей и уз-
лов подвески. Однако для самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 необходи-
ма была доводка отдельных деталей и узлов, так как этот авто-
мобиль предназначен для эксплуатации в тяжелых дорожных
условиях. Доводке подверглись: сухари и накладки коренного
листа задней подвески, узел крепления рессор к заднему мосту
и узел крепления отъемного ушка к задней рессоре.
Сухари и накладки коренного листа
задней рессоры
Поверхности скольжения сухарей и накладок скользящих
концов передних и задних рессор автомобилей ЗИЛ-130 вначале
имели пониженную твердость. В результате этого при эксплуата-
ции автомобилей в тяжелых дорожных условиях наблюдался
повышенный износ указанных поверхностей. Поэтому было ис-
пытано несколько вариантов сухарей в сочетании с накладками
коренного листа, имеющими твердость HRC 39—47. Средняя
долговечность сухарей при эксплуатации в тяжелых дорожных
условиях составила (в тыс. км):
Серийные сухари............. 11
Сухари с цементацией .....	55
Сухари с нитроцементацией ... 36,6
Сухари с цементуемой поверхностью были внедрены в произ-
водство. Далее было проверено влияние твердости накладки на
износостойкость пары сухарь — накладка. Результаты испыта-
ний приведены в табл. 51.
Из данных, приведенных в табл. 51, следует, что износ пары
сухарь — накладка твердостью HRC 56—64 в 2—3 раза меньше
износа пары сухарь — накладка твердостью HRC — 39—47.
51. Результаты испытаний серийного сухаря с накладками
коренного листа рессоры различной твердости
Сухарь	Твердость накладки HRC	Износ				Пробег автомо- биля в тыс. км
		Сухаря		Накладки		
		в мм	В % номинальной толщины	в мм	В % номинальной толщины	
Левый	39—47	5	42	6,5	81	} 10,0
Правый	56—62	3	25	2	25	
Левый	56—62	2	16	1,5	19	} 9,5
Правый	39—47	5,5	47	7	87	
141
По технологическим соображениям нижний предел твердости
накладок оказалось возможным увеличить только до HRC 50.
Усиленный узел крепления рессор
к заднему мосту
В первоначально разработанной конструкции узла крепления
рессор был выявлен дефект: срезались фиксирующие выдавки
нижнего листа рессоры, что приводило к нарушению крепления
рессоры к картеру заднего моста. Усиленный узел крепления от-
личался от серийного наличием в нижнем листе выдавки диа-
метром 20 мм, расположенной центрально и входящей в коничес-
кое отверстие подушки рессоры, а также применением литой
накладки стремянок рессоры (как у автомобиля ЗИЛ-164А)
взамен штампованной. Испытания показали, что долговечность
опытного узла в несколько раз выше серийного.
В процессе эксплуатации автомобиля ЗИЛ-130 выявились
следующие недостатки крепления отъемного ушка (в основном
задней рессоры): ослабление затяжки стремянки крепления
ушка; разрушение стремянки, стопорной пластины гаек стремян-
ки и стопорной пластины болтов; ослабление гаек болтов креп-
ления ушка.
В результате доводочных работ был увеличен диаметр стре-
мянок с 16 до 20 мм, вместо стопорных пластин под гайки стре-
мянок было установлено по две пружинные шайбы, а под гайки
болтов — по одной.
Установка двух пружинных шайб под каждую из гаек стре-
мянок позволила увеличить период работы крепления без необ-
ходимости производить очередное подтягивание гаек стремянок.
Для повышения надежности болтового соединения была раз-
работана новая конструкция крепления ушка, в которой два
болта диаметром 16 мм заменены одним болтом диаметром
20 мм, а фиксирующие выдавки в коренном листе и в подкладке
ушка выполнены концентрично оси болта.
Испытания показали, что в условиях эксплуатации ослабле-
ние серийного крепления наступает после пробега автомобилем
3—4 тыс. км, а опытного — после пробега 30—40 тыс. км. Дан-
ная конструкция крепления ушка, на которую было получено
авторское свидетельствобыла применена на автомобиле
ЗИЛ-130.
Помимо доводки деталей и узлов подвески автомобиля
ЗИЛ-130 была проведена работа по определению влияния уп-
рочнения листов рессоры наклепом дробью на ее долговечность.
1 Егоров В. П. и др. Рессора.— Изобретения, промышленные образцы, то-
варные знаки. М., 1968, № 10. (Авторское свидетельство № 213600, класс
63с, 40).
142
52, Влияние упрочнения дробью листов рессоры на ее долговечность
№ авто- мобиля	Рессора	Листы	Пробег рессоры до раз- рушения в км	№ разру- шенных листов	№ авто- мобиля	Рессора	Листы	Пробег рессоры до раз- рушения в км	№ разру- шенных листов
1	Левая Правая	БУ* СУ*	24 800 31 820	1; 2; 3; 4; 5 3; 4; 6	6	Левая Правая	СУ БУ	33 769 25 272	6; 7 3; 4
2	Левая Правая	БУ СУ	68 220 68 220	3 4; 5	7	Левая Правая	СУ БУ	38 300 28 380	1; з 3; 4
3	Левая Правая	БУ СУ	17 640 33 015	5 2; 3	8	Левая Правая	СУ БУ	72 078 29 223	1; 2; 3 3; 4
4	Левая Правая	СУ БУ	35 000** 31 000	3; 4	9	Левая Правая	СУ БУ	28 900 22 885	5 1; 2
5	Левая Правая	БУ СУ	24 872 29 179	6; 7 2; 3; 4	10	Левая Правая	СУ БУ	30 000** 22 004	6; 7
* БУ— без упрочнения; СУ — с упрочнением.
** Без поломки.
В табл. 52 приведены сведения о поломках передних рессор
с листами, упрочненными дробью и неупрочненнымн. В резуль-
тате проведенных испытаний получены следующие данные:
1. Средняя долговечность передних рессор с листами, упроч-
ненными дробью, равна 41910 км (по восьми рессорам).
2. Средняя долговечность передних рессор с листами, не
упрочненными дробью, составляет 29 429 км (по десяти рессо-
рам).
Таким образом, можно сделать вывод о целесообразности
упрочнения рессорных литов наклепом дробью, так как в тяже-
лых условиях эксплуатации автомобилей долговечность неупроч-
ненных рессор снижается более чем на 20% по сравнению с уп-
рочненными.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ АМОРТИЗАТОРОВ
Для гашения вертикальных колебаний колес и кузова, возни-
кающих при движении автомобиля по неровной дороге, передняя
подвеска снабжена гидравлическими телескопическими аморти-
заторами двойного действия вместо менее эффективных в экс-
плуатации и более трудоемких в производстве амортизаторов
рычажного типа (с 1958 г.).
Передние подвески автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 имеют
примерно одинаковые параметры (табл. 53), поэтому было ре-
143
53. Параметры передних подвесок автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164
Параметры1	ЗИЛ-130		ЗИЛ 1С4	
	Без на- грузки	Под нагруз- кой 5 тс	Без на- грузки	Под нагруз- кой 4 тс
Нагрузка на рессоры (вес подрессоренных ча- стей) GM в кгс		1650	2100	1370	1650
Статический прогиб рессор под нагрузкой fn в см	6,0	7,5	5,4	6,5
Жесткость передней подвески ср в кгс/см . . .	270		260	
Вес неподрессоренных частей Gm в кгс ....	530		500	
Нагрузка на шины G = GM + Gm в кгс ....	2120	2575	1870	2150
Статический прогиб шин под нагрузкой /ш в см	2,5—2,7		2,4—2,6	
Жесткость шин сш в кгс/см		1550		1250	
Сила межлистового трения2 в подвеске fTp в кгс	200—400		170—320	
1 Параметры даны с округлением до 3% в сторону увеличения.
2 Характерна в начальный период эксплуатации; в процессе длительной эксплуатации
трение, как правило, возрастает на 50%, а в отдельных случаях и более.
шено применить на автомобиле ЗИЛ-130 амортизаторы автомо-
биля ЗИЛ-164, у которых в связи с этим были модернизированы
узлы уплотнения штока и дросселирующей системы.
На рис. 51 показан амортизатор автомобиля ЗИЛ-164 и его
узлы после модернизации. Штампованная гайка 7 изготовлена
из листа толщиной 3 мм (раньше штамповалась из 2-миллимет-
рового листа). Сальник 8 по-прежнему войлочный. Обойма 9
сальников сделана литой вместо штампованной в старой конст-
рукции амортизатора и центрируется относительно направляю-
щей 14 штока. Манжета 10 посажена на шток с большим натя-
гом. Тарелка И и поджимная пружина 12 манжеты сохранены
без изменений. Уплотнительное кольцо 13 заменено на формо-
ванное с круглым поперечным сечением вместо кольца прямо-
угольного сечения, нарезаемого из резиновой трубы («викель-
ный» сальник). Проходное сечение седла 19 клапана увеличено
по диаметру до 7 мм вместо 5 мм. Плунжер 20 клапана сжатия
имеет два окна (раньше одно).
На основании расчета, исследований рабочего процесса амор-
тизатора и проверки его эффективности в дорожных условиях
был изменен клапан отдачи (рис. 52). Толщина дроссельного
диска 2 была увеличена с 0,1 до 0,2 мм, а суммарная площадь
144
проходного сечения дроссельных отверстий — с 0,012 до
0,048 см2.
Габаритные размеры амортизатора с достаточной точностью
определяются на основе энергетического баланса Г
в)
ного клапана; 17 — пластинчатая
ннчитель хода впускного клапана;
жер; 21 — npyj
Рис. 51. Конструкция
амортизатора автомобиля
ЗИЛ-164:
а — образца 1957 г.; б и
в — узел уплотнения и
клапан сжатия после мо-
дернизации (1962 г.); / —
узел уплотнения; 2 — шток
с монтажной проушиной;
3 — узел клапанов отдачи
и перепуска на поршне;
4 — рабочий цилиндр; 5 —
узел клапанов сжатия и
впуска; 6 — резервуар с
монтажной проушиной;
7 — гайка; 8 — пылеза-
щитный сальник; .9	—
обойма; 10 — манжета
штока; 11 — тарелка; 12 —
поджимная пружина; 13 —
уплотнительное кольцо;
14 — направляющая штока;
15 — корпус клапана сжа-
тия; 16 — тарелка впуск-
пружина; 18 — контргайка-огра-
19 — седло клапана; 20 — плун-
<нна клапана
Прочностной расчет носит в основном поверочный характер
и его выполняют после определения характеристики сопротпвле-
1 Дербаремднкер А. Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М.,
Машиностроение, 1969.
10 Зак. 1071	145
ния амортизатора, от которой зависят перепады давлений
в рабочих камерах и нагрузки на детали. Для ориентировочных
расчетов автомобильных телескопических амортизаторов макси-
мальное давление в рабочем цилиндре обычно принимают рав-
ным 100 кгс/см2.
Наибольшую сложность представляет расчет характеристи-
ки сопротивления амортизатора для конкретной подвески и оп-
ределение параметров дросселирующей системы. К моменту
создания автомобиля ЗИЛ-130 указанные вопросы были уже
в достаточной мере проработа-
во диафрагменно-
пружинного клала?
на отдачи аморти-
заторов грузовых
автомобилей ЗИЛ:
1 — седло клапана;2
диск; 3 — формирующий
5 —	дроссельный диск
до модернизации и
дроссельный
диск: 4 и
соогветственио
после нее
ны. Ниже представлен порядок
расчета и некоторые обоснова-
ния использованной методики.
Энергия возбуждения Е, ко-
торую получает подвеска при
движении автомобиля по не-
ровной дороге, практически
мало зависит от того, какие
амортизаторы установлены в
подвеске, если обеспечиваемый
силами жидкостного и сухого
трения коэффициент аперио-
дичности колебаний не превы-
шает практических значений
этого параметра. В то же вре-
мя рассеивание энергии Е про-
исходит в основном за счет совершаемой силами сухого трения
Гтр и силами сопротивления амортизаторов Ра работы Лтр и
Лам- Рассматривая некоторый промежуток времени, можно за-
писать
Е -- Лтп + Лам .
1 р 1 dM
Предположив, что интенсивность колебаний в подвеске под-
держивается на некотором среднем уровне, выразим работу сил
сухого трения и сил сопротивления амортизаторов за один пе-
риод колебаний, как обычно, через силы и путь или максималь-
ные амплитуды х относительных колебаний:
Лям = л/гсрх2щ =
где /гп,— средний коэффициент сопротивления амортизаторов1;
со— круговая частота колебаний в подвеске в 1/с.
Обозначим коэффициенты сопротивления различных по силе
сопротивления амортизаторов Аср1 и /гсг,2 и соответственно этому
1 Коэффициент сопротивления k характеризует темп нарастания силы
сопротивления амортизатора в зависимости от роста скорости vn = хсо отно-
сительных перемещений его частей: Ра — kvn. Эта зависимость выражает ли-
нейную характеристику сопротивления амортизатора.
146
амплитуды относительных колебаний xt и х2 (динамические про-
гибы рессор). На основании принятого постоянства энергии, ко-
торая рассеивается в подвеске, имеем
4Ктрх1 + л/гср1х?(о = 4Ктрх2 + л^ср2Х2<о.
Отсюда найдем амплитуду х2 для двух основных случаев:
1) при отсутствии амортизаторов или снижении их энергоем-
кости до нуля, что соответствует kcv2 — 0:
JlAcpi(O 2
х2 = х, -|----Xi;
Тр
2) при различной энергоемкости амортизаторов (&СР2 < &cPi):
х2 =
4Д трХ 1
Л
/гср1 2 2FTp
X |	.
Аср2	П^ср2<1>
В качестве примера рассмотрим, как изменяются динамичес-
кие прогибы рессор в зависимости от эффективности амортиза-
торов при прочих равных условиях. При этом для расчета при-
нимаем ЛСр1 = 6 кгс/см, что характерно в основном для колеба-
ний подрессоренных частей. Поэтому считаем частоту колебаний
ы ~ 12 1/с, что достаточно близко к реальным величинам. На
рис. 53 показано увеличение амплитуд колебаний х2 при энерго-
емкости амортизаторов 0 и 50% по сравнению с амплитудами хь
которые возможны в подвеске автомобиля при 100%-ной энерго-
емкости амортизаторов. Кривыми 1 (рис. 53, а) ограничено поле
амплитуд колебаний х2 в подвеске без амортизаторов, когда
гашение колебаний осуществляется лишь за счет сил Ктр сухого
межлистового трения, равных 200—400 кгс в покое. При колеба-
ниях сила трения скольжения может оказаться в 1,5—2 раза
меньше указанных величин. Это также учтено в расчете. Кривы-
ми 2 ограничено поле амплитуд колебаний х2 подвески, соответ-
ствующих уменьшенной в 2 раза силе сопротивления амортиза-
торов, что возможно при нагреве амортизаторов автомобиля
ЗИЛ-164 и после некоторого пробега.
На рис. 53, б даны аналогичные зависимости для амплитуд
колебаний с частотой со = 55 1/с, которые характерны для не-
подрессоренных масс. Условия определения этих зависимостей
те же, что и выше, но принято fecpi = 4 кгс-с/см с учетом работы
амортизатора преимущественно на клапанном режиме, когда
темп роста силы Ра с увеличением скорости перемещений ип =
= Х[Ы 20 см/с существенно снижается.
Таким образом, при одинаковой скорости движения автомо-
биля динамические прогибы рессор без амортизаторов увеличи-
ваются в среднем в 2—3 раза, а при 50% энергоемкости аморти-
заторов— в 1,2—1,3 раза по сравнению с амортизаторами со
100%-ной энергоемкостью.
10*	147
Вместе с тем очевидно, что сила сухого трения весьма суще-
ственно влияет на гашение колебаний и тем больше, чем мень-
ше амплитуда колебаний и сопротивление амортизаторов. Сле-
довательно, при расчете характеристики амортизатора необхо-
димо учитывать действие сил сухого трения в подвеске.
Неправильный выбор сопротивления амортизатора, как и от-
сутствие амортизаторов в подвеске, могут привести не только
к увеличению динамических прогибов рессор или к их блокиров-
Рис. 53. Зависимости амплитуд колебаний (динамических
прогибов) в подвеске от сил сухого трения FTp и различ-
ного сопротивления амортизаторов:
а низкочастотные колебания (со « 12 1/с); б — высокчастотные
колебания (со « 55 1/с); 1 — &ср2 =» 0; 2 — /гср2 == 0,5 кгс-с'см
ке, но и к снижению средней эксплуатационной скорости движе-
ния автомобиля вследствие ухудшения плавности хода. Это
обусловлено тем, что водитель может влиять на изменение коле-
бательного режима в подвеске и плавности хода автомобиля
только путем изменения скорости его движения.
Если принять линейную зависимость между скоростью дви-
жения автомобиля и средней величиной относительных переме-
щений в подвеске, то отношение амплитуд р = ~ (рис. 54) ори-
X1
ентировочно покажет, во сколько раз может оказаться необхо-
димым снизить среднюю скорость движения, чтобы не допустить
больших ускорений колебаний, пробоев в подвеске и т. п. Это
общее положение достаточно хорошо согласуется с эксперимен-
тальными данными, полученными при испытаниях разных авто-
мобилей, в том числе и грузовых в дорожных условиях.
Исходным в расчете характеристики сопротивления аморти-
затора являлось задание коэффициента апериодичности фм =
148
= 0,25, позволяющего определить важнейший параметр — коэф-
фициент сопротивления подвески К, от которого зависит эффек-
тивность гашения колебаний подрессорных частей
Порядок определения коэффициента сопротивления ki амор-
тизатора с линейной характеристикой с учетом минимальной си-
лы трения в подвеске, если задан коэффициент фм, можно про-
следить по табл. 54. Из формулы для ki следует, что рассеивае-
Рнс. 54. Зависимость относительного увели-
чения амплитуд колебаний р от коэффици-
ента сопротивления амортизаторов kCp (за
амортизатор со 100%-ной энергоемкостью
принят амортизатор, у которого kcp —
= 6 кгс-с/см, при этом Ftp = 200 кгс)
мая подвеской энергия Е « лАлЛо. При этом сила межлистового
трения ~ 200 кгс.
Критическую амплитуду колебаний подрессоренных частей
определяем по величине трудно переносимых для человеческого
54. Параметры амортизаторов автомобиля ЗИЛ-130,
рассчитанных на гашение колебаний подрессоренных частей
Параметры	Расчетные формулы	Значения параметров подвески	
		Без на- грузки	Под нагруз- кой
Подрессоренная масса М в кг		—	1,7	2,1
Собственная частота колебаний в 1 /с . . Коэффициент сопротивления подвески в	со = У 2ср/М	12,6	11,4
кгс-с/см 	 Критическая амплитуда колебаний (при	К = 2фоптЛ1со 0,5g	500	10,7	12,0
ускорениях колебаний кузова ~0,5g) в см Коэффициент сопротивления амортизато- ров с линейной характеристикой в кгс-с/см Коэффициент сопротивления амортизато- ров с квадратичной характеристикой в	к₽~ СО2 ~ со2 4FTp Ъ	к’	3,2 4.4	3,9 6,3
	— л — ЛХкрСО 1,5А]		
кгс-с/см2		/г2~ л^крсо	0,165	0,215
1 Коэффициент апериодичности или относительного затухания является
своего рода критерием подобия линейных колебательных систем и определя-
ется как отношение
фм = К/2Мсо,
где М — подрессоренная масса.
149
организма ускорений, значение которых равно приблизительно
0,5g (где g — ускорение свободного падения). Расчет в данном
случае ориентирован на низкочастотные колебания, поэтому с до-
статочной точностью можно принять, что амплитуда колебаний
подрессоренных частей равна амплитуде относительных переме-
щений в подвеске.
Критическую амплитуду колебаний xi;p можно принять и в ка-
честве наиболее вероятного предела возможных амплитуд коле-
баний подрессоренных частей. Тогда по хкр можно найти ско-
рость колебаний, при которой должны включаться в работу раз-
грузочные клапаны амортизатора (хкр = ХцрЮм ~ 40 ч- 45 см/с).
При уточнении характеристики амортизаторов автомобиля
ЗИЛ-164 применительно к автомобилю ЗИЛ-130 на первом эта-
пе не ставилась задача существенного изменения характеристи-
ки клапанов. Это было связано с тем, что силу сопротивления
сжатию нельзя было увеличивать, так как пружина модернизи-
рованного клапана сжатия имела минимально допустимый запас
усталостной прочности (—-1,3) при регулировке по верхнему
пределу, оговоренному в ТУ. В то же время возможное по со-
ображениям прочности увеличение силы сопротивления при от-
даче в этом случае привело бы к чрезмерной несимметричности
характеристики. Поэтому дальнейший расчет характеристики
сводится к определению коэффициента сопротивления амортиза-
тора на дроссельном режиме при отдаче.
Известно, что при одинаковой площади проходных сечений
дроссельных отверстий соответствующим выбором их формы
можно обеспечить как линейную, так и квадратичную характе-
ристики сопротивления амортизатора на начальном участке
(в диапазоне эксплуатационных температур, исключая зимние) '.
Использование рабочих жидкостей с малой вязкостью обуслов-
ливает в большинстве случаев сопротивление дроссельных отвер-
стий, пропорциональное квадрату скорости течения жидкости 1 2.
Очевидно, что амортизатор с реальной квадратичной харак-
теристикой сопротивления должен быть эквивалентен по энерго-
емкости амортизатору с принятой для расчета теоретической ли-
нейной характеристикой сопротивления при некоторых условиях,
которые рассматриваются ниже (рис. 55).
Энергию, рассеиваемую амортизаторами с линейной и квадра-
тичной характеристиками сопротивления, можно оценить в пер-
вом приближении по площади под характеристикой, т. е. под
линиями 1 и 2, в пределах от 0 до критической скорости цп.кр =
= Хкры. Равенство этих площадей, т. е. заштрихованных площа-
док ОА и АВС между линиями 1 и 2, возможно при определен-
1 См. сноску на стр. 145.
2 Зависимость Ря = k?v „ — квадратичная характеристика сопротивления
амортизатора.
150
ном соотношении коэффициентов сопротивления и зависит от
критической скорости колебаний
Пользуясь последним выражением, получаем небольшой запас
по энергоемкости у амортизатора с квадратичной характеристи-
кой РЭ2 ~ l,5Pai.
Преимуществом квадратичной характеристики является ее
значительно более высокая стабильность в широком диапазоне
Рис. 55. Характеристики со-
противления гидравлических
амортизаторов:
1 — линейная (теоретическая);
2 — квадратичная (реальная
при малой вязкости рабочей
жидкости)
Рис. 56. Зависимость коэф-
фициентов ki н k2 от расчет-
ной амплитуды хкр:
1 — для амортизаторов с ли-
нейной характеристикой Ра=^
= k\Vп; 2 — для амортизаторов
с квадратичной характеристи-
кой Ря = k2v^
а п
температур нагрева жидкости (т. е. при различной вязкости по-
следней) по сравнению с линейной. Квадратичная характеристи-
ка обеспечивает хорошую приспособленность подвески к измене-
ниям таких параметров, как полезная нагрузка, трение, ампли-
туды колебаний, что иллюстрируется рис. 56, где показано, как
меняются ki и /г2 для подвески автомобиля ЗИЛ-130 при изме-
нении задаваемой критической амплитуды хкр и фм = 0,25. Как
видно из графика, выбор критической амплитуды колебаний по
ускорениям подрессоренных частей в пределах 0,5—0,75g" прак-
тически не изменяет величину k%.
Вместе с тем при квадратичной характеристике амортизато-
ров, в противоположность амортизаторам с линейной характери-
стикой, коэффициент апериодичности сохраняется в рекомендуе-
мых пределах (фм = 0,2 4- 0,3) при возможных изменениях су-
хого трения в подвеске и в более широком диапазоне амплитуд
колебаний (0,5хкр х < х,.т).
Кроме того, по формулам для ki и k2 можно видеть, что при
изменении нагрузки на автомобиль (при постоянной жесткости
151
рессор) требуется меньшее изменение kz, чем k\, для сохранения
оптимального коэффициента апериодичности фм. Существенно и
то, что в случае увеличения массы М пр-п квадратичной характе-
ристике сопротивления рост амплитуд колебаний, необходимый
для рассеивания накопленной энергии, меньше, чем в случае ли-
нейной характеристики.
Дальнейший расчет характеристики амортизатора модели 164
для автомобиля ЗИЛ-130 упрощается благодаря использованию
известного коэффициента сопротивления сжатию. Последний, как
упоминалось выше, решено было сохранить без изменения из-за
отсутствия резервов для усиления пружины клапана сжатия.
Средний коэффициент сопротивления сжатию определяли
с помощью гидравлического расчета и сопоставляли с результа-
тами динамометрических испытаний амортизаторов. Расчет осно-
вывается на уравнении Бернулли и найденных опытным путем
коэффициентах расхода ц = 0,7	0,8 для щелевидных дрос-
сельных отверстий. Большая величина ц принимается в том слу-
чае, когда учитывают утечки жидкости через зазор- между на-
правляющей и штоком и другие неплотности. Коэффициент со-
противления сжатию (в кгс • с2/м2)
... Т’а	шт
fvQс ' ’ '	” . ,
г,2	2-9,81р2
где р — плотность амортизаторной жидкости в кг/м3;
<р— коэффициент дросселирования; ср = —— (/дг — сум-
fnp
марная площадь проходного сечения дроссельных от-
верстий в м2);
Г1ПТ — площадь вытеснителя жидкости — площадь штока
амортизатора в м2;
9,81 — переводной коэффициент в кг • м/(кгс • с2).
Для ускорения подобных расчетов используют специальную
номограмму, с помощью которой устанавливают однозначную
связь между гидравлической характеристикой (зависимость пе-
репада давлений Ар от количества жидкости 1КШ, вытесняемой
штоком) п внешней характеристикой: зависимостью силы сопро-
тивления сжатию Рас от скорости перемещения поршня пп- На
рис. 57 показано перестроение гидравлических характеристик для
/др = 0,008 -т- 0,016 см2, соответствующих размерам по чертежам
клапана сжатия амортизатора автомобиля ЗИЛ-164. Штриховые
линии характеризуют допускаемые по чертежу пределы измене-
ния Др и Рас на дроссельном режиме. Перестроение на номо-
грамме показано стрелками: от точек d, с2 и и3 на линии ОА
через точки Ь\, Ь2 и Ь3 на гидравлической характеристике (для
средней величины /др = 0,012 см2) и точки сь с2 и с3 на линии ОА'
к точкам di, d2 и с/3, по которым строят внешнюю характеристику
в координатах Ряс — v„. С помощью линий ОА и ОА' устанавли-
152
вают связь между Рас = К1ПТДр и lFm = FmTvn (Fuli = 2 см2).
Штрих-пунктирные линии в координатах Рас — vn соответствуют
характеристикам амортизатора на клапанном режиме (по ТУ).
Согласно расчетам и кривым на рис. 57 пределы изменения
коэффициентов сопротивления сжатию имеют следующие зна-
чения: для одного амортизатора k2c: = 0,10-:- 0,02 кгс-с2/см2идля
двух амортизаторов k2c = 0,20 = 0,04 кгс-с2/см2.
Рис. 57. Характеристика сопротивления сжатию амортиза-
тора ЗИЛ-164 для автомобиля ЗИЛ-130:
------------ — средние величины по допустимым отклонениям
ТУ и чертежей;----------пределы технологических вариаций пло-
щадей дроссельных отверстий и соответствующие им харзкгери-
стики сопротивления; заштрихованы поля возможных характе-
ристик
Учитывая уменьшение сопротивления при нагреве и вследст-
вие износа направляющей штока, для расчета берут меньшую
величину k2t. = 0,04 кгс-с/см2.
Коэффициент сопротивления при отдаче /?2о на дроссельном
режиме определяют из формулы:
*2 =	«ЛИ *2о = 2^2 — k2c.
На основании данных табл. 54 для груженого автомобиля не-
обходим k2 = 0,215 кгс • с2/см2, отсюда для двух амортизаторов
k2o =2-0,215 — 0,04 = 0,4 кгс-с2/см2 и для одного амортизатора
k2o = 0,2 кгс • с2/см2.
153
Суммарную площадь дроссельных отверстий клапана отдачи
определяют либо с помощью упомянутой выше номограммы, либо
по формуле, которая получается из уравнения Бернулли:
Fп  / р7п
И 2-9,81^0 ’
где Рп — площадь поршня, равная разности площади рабочего
цилиндра диаметром 40 мм и площади штока диамет-
ром 16 мм.
Рис. 58. Характеристика сопротивления отдаче амортизатора
ЗИЛ-164 для автомобиля ЗИЛ-130:
/ — характеристика на дроссельном режиме, требуемая по рас-
чету (с учетом нагрева амортизатора при работе); 2 — характе-
ристика «холодного» амортизатора (при t = 15 — 20° С); 3 — пре-
дельные характеристики на клапанном режиме
На рис. 58 показано построение характеристики сопротивле-
ния отдаче и нахождение величины fap по номограмме, анало-
гичной приведенной на рис. 57. Вспомогательные линии ОА и
ОА' соответствуют Рп = Ю см2. Линию ОА строят по формуле
Рао = FpFn, а линию ОА'— по формуле Wn = vnFn. Вначале
строят характеристику сопротивления для k2o = 0,2 кгс • с2/см2
(линия 1). Затем, учитывая, что в трущихся парах нет уплотне-
ний и возможно снижение сопротивления при нагреве до 30%,
выше линии 1 проводят линию 2 таким образом, чтобы соответ-
ствующие ей силы сопротивления были в 1,5 раза больше тр-ебуе-
мых по расчету (для фм = 0,25). Ход построения показан стрел-
154
ками. От произвольных точек е на характеристике «холодного»
амортизатора проводят вертикальные и горизонтальные линии до
пересечения с прямыми ОА и ОА' (точки q и Л) и далее до пере-
сечения в точках I в поле гидравлических характеристик. В ре-
зультате получаем кривую, соответствующую /др = 0,05 см2.
Дроссельные щели клапана отдачи образуются между сед-
лом 1 клапана (см. рис. 52) и формирующим диском 3 в пазах
дроссельного диска 2. Число пазов
"1 ~ , >
ао
где а — ширина паза, равная 4 мм;
b — толщина дроссельного диска, равная 0,2 мм.
ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА АМОРТИЗАТОРОВ
Испытания установленных на автомобиле ЗИЛ-130 аморти-
заторов ЗИЛ-164 с разными дроссельными дисками клапана от-
дачи показали, что плавность хода автомобиля при движении по
шоссе категории II ощутимо повышается при увеличении проход-
ных сечений [пр до 0,048 см2 по сравнению с [др = 0,012 см2. Вме-
сте с тем при длительной работе амортизаторов модели ЗИЛ-164
в эксплуатации неоднократно отмечались поломки тонкого дрос-
сельного диска 4 (см. рис. 52), трещины в формирующем диске
и значительный наклеп седла клапана. Все это свидетельствовало
о слишком частой работе клапана даже в самых обычных дорож-
ных условиях. Естественно было ожидать, что увеличение про-
ходных сечений дроссельных отверстий повысит не только плав-
ность хода автомобиля, но и надежность клапана отдачи аморти-
затора. Это полностью подтвердилось в дальнейшем при испы-
таниях автомобилей ЗИЛ-130 в самых разнообразных дорожных
условиях, в том числе и на дороге с разбитым булыжным по-
крытием.
Во время этих испытаний, а также при испытаниях амортиза-
тора автомобиля ЗИЛ-164 на первых опытных образцах новых
автомобилей ЗИЛ выявилась недостаточная надежность узлов
уплотнения и перепускного клапана, а также необходимость по-
вышения стабильности характеристики амортизатора при нагреве
и целесообразность увеличения его сопротивления при сжатии
примерно в 2 раза. Для выполнения новых требований было ре-
шено усилить конструкцию амортизаторов и ввести в них ряд из-
менений. Усовершенствования касались в основном узла уплот-
нения штока, неметаллических уплотнений трущихся пар и кла-
пана сжатия — усиление его благодаря унификации с клапаном
отдачи амортизаторов меньших размеров (диаметр рабочего ци-
линдра 30 мм).
155
56
Рис. 59. Конструкции усиленных амортизаторов автомо-
биля ЗИЛ-130:
а — основной вариант; б — переходной вариант; / — верхняя
монтажная проушина; 2 — шток; 3 — грязезащитная манжета;
4 — гайка резервуара; 5 — разделительная шайба; 6 — саль-
ник; 7 — обойма сальников; 8 — многокромочная манжета
штока; 9 — тарелка поджимной пружины; 10 — поджимная
пружина; // — направляющая штока; 12 — предохранительное
кольцо; 13 — рабочий цилиндр; 14 — поршень с клапанами;
15 — уплотнительное кольцо поршня; 16 — резервуар; 17 —
узел клапана сжатия; 18 — иижияя монтажная проушина
На рис. 59 показаны новые амортизаторы автомобиля
ЗИЛ-130:
— основной вариант с уплотнительным кольцом 15 поршня и
с предохранительным кольцом 12 в направляющей, которая за-
щищает многокромочную манжету 8 штока от гидродинамиче-
ского действия струи жидкости, проходящей через зазор- по што-
ку и несущей продукты износа и другие абразивные частицы;
— переходный вариант без уплотнительного кольца поршня
и без предохранительного кольца в направляющей, внедренный
в производство в 1968 г.
55. Показатели долговечности амортизаторов автомобилей ЗИЛ
при испытании на стенде (до появления течи масла по сальнику)
Амортизаторы и их конструктивные особенности	Число циклов в тыс.	Суммарный путь трения в тыс. м
ЗИЛ-164, до модернизации узла уплотнения —		
образец 1958 г	 ЗИЛ-164, до модернизации узла уплотнения, но с	500	110*
колечком в направляющей — опытный образец . . . ЗИЛ-164, с модернизированным узлом уплотнения (литая обойма, усиленная резьба, увеличенный натяг	1500	330
сальника штока) — образец 1965 г	 ЗИЛ-130, с усиленным узлом уплотнения образца	2000	440
1962 г., но без увеличенного натяга сальника штока ЗИЛ-130, с усиленным узлом уплотнения образца 1962 г. и с увеличенным натягом сальника штока —	5000	1100
образец 1966 г	 ЗИЛ-130, переходный вариант без уплотнения порш- ня и без предохранительного кольца в направляю-	8000	1750
щей 	 ЗИЛ-130, основной усиленный вариант с уплотне- нием поршня и предохранительным кольцом в на-	3600	350**
лравляющей 			Более 6000***	767**
* Режим колебаний: частота колебаний = 2,6 — 3 Гц, ход Н — 110 мм.
** Двухчастотный режим колебаний: низкочастотный привод (сверху) = 1,6 Гц,
ход Ну = 80 ~ 100 мм. высокочастотный привод (снизу) л2==8#88 Гц, ход Н^ =244-32 мм.
*** Испытания были прекращены до появления течи сальников по производственно-
технологическим причинам.
В табл. 55 приведены результаты испытаний амортизаторов
в сравнимых стендовых условиях. Эти испытания показали, что
долговечность усиленных амортизаторов автомобиля ЗИЛ-130
превышает соответствующие показатели амортизаторов автомо-
биля ЗИЛ-164 не менее чем в 3 раза. Испытания в дорожных
условиях проводились в основном на автомобиле ЗИЛ-131, что-
бы проверить конструкцию в наиболее тяжелых режимах рабо-
ты. Амортизатор надежно работал в любых погодных условиях
157
(летом и зимой, в осенне-весеннюю распутицу), в различных кли-
матических условиях и при многократном преодолении бродов.
На рис. 60 приведены результаты сравнительных динамомет-
рических испытаний амортизаторов автомобилей ЗИЛ-164 и
ЗИЛ-130 при рабочих температурах. Помимо указанных конст-
руктивных изменений амортизаторов и особенно узла уплотне-
ния, большое значение в повышении их качества имело примене-
Рис. 60. Характеристики со-
противления амортизаторов
ЗИЛ-164 и ЗИЛ-130 и их из-
менения при нагреве:
1 и 2 — амортизаторы ЗИЛ-164
соответственно при t =
= 80 ~ 90° С и t = 15 -V- 20° С;
3 и 4 — амортизаторы
ЗИЛ-130 соответственно при
t = 80 4- 90° С и t = 15-20° С
ние новой всесезонной амортизаторной жидкости АЖ-12Т (МРТУ
№ 38-1-165—65). Эта жидкость по вязкости при положительных
температурах практически не отличается от ранее применявше-
гося веретенного масла АУ (ГОСТ 1642—50), но при отрицатель-
ных температурах вязкость жидкости АЖ-12Т в 5 раз меньше
вязкости масла АУ. Новая жидкость отличается также более вы-
сокой прочностью масляной пленки и соответственно лучшими
противоизносными свойствами, а также большей стойкостью про-
тив окисления и меньшей склонностью к образованию пены и
осадка.
Глава ^///.ПЕРЕДНЯЯ ОСЬ И РУЛЕВОЙ ПРИВОД
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Передняя ось автомобиля ЗИЛ-130 (рис. 61) неразрезная
с рулевой трапецией, расположенной сзади оси, имеет поворот-
ные кулаки вильчатого типа, шкворни, застопоренные в проуши-
нах балки, опорные подшипники скольжения и рычаги, закреп-
ленные в кулаках с помощью конического соединения.
Такие передние оси просты в изготовлении, надежны при экс-
плуатации и поэтому широко применяются на автомобилях с рес-
сорной зависимой подвеской.
Конструкция передней оси и подвески обеспечивают:
Угол развала колес........................1°*
Поперечный наклон шкворня................... 8°*
Продольный наклон шкворня.................2° 30'**
Плечо обкатки (расстояние между точками пе-
ресечения оси шкворня и оси колеса с грунтом
при отсутствии продольного наклона шкворня и
статическом радиусе качения колеса 490 мм) в мм 36*
Осевой зазор шкворневого соединения в мм, не
более............................. ......... 0,25
Схождение передних колес в мм.............. 2-5
Наибольший угол поворота внутреннего коле-
са:
вправо . . .	.	34°
влево	.	36°
* Номинальное значение.
А* Для автомобиля ЗИЛ-130 с грузом весом 5 тс при нагрузке
на переднюю ось 2575 кгс.
Приведенные выше параметры, за исключением осевого зазо-
ра шкворневого соединения, схождения и наибольших углов по-
ворота колес, нерегулируемые.
У поперечной рулевой тяги шарниры нерегулируемые само-
поджимные, а у продольной рулевой тяги тоже самоподвижные,
но регулируемые. Угол качания шарового пальца поперечной тя-
ги составляет ±14°, а угол качания шарового пальца продоль-
ной тяги (вдоль тяги) ± 18°.
Компоновка передней подвески и рулевого привода обуслов-
ливает соответствие кинематики подвески и продольной рулевой
159
тяги. На рис. 62 и 63 изображены зависимости, характеризующие
кинематику рулевого привода.
Краткая характеристика основных деталей передней оси и
рулевого привода приведена в табл. 56.
Рис. 62. Соотношение
между углами поворо-
та наружного а и
внутреннего р управ-
ляемых колес автомо-
биля ЗИЛ-130
Рис. 63. Соотношение
между углами поворо-
та левого управ-
ляемого колеса у и
рулевого колеса 0
автомобиля
ЗИЛ-130:
/ — при повороте впра-
во; 2 —• при повороте
влево
РАСЧЕТ И ДОВОДКА ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Исходные данные
Детали передней оси и рулевого привода в эксплуатации на-
ходятся под воздействием нестационарных переменных нагру-
зок, которые зависят как от условий эксплуатации, так и от кон-
160
56. Краткая характеристика основных деталей передней оси
и рулевого привода автомобиля ЗИЛ-130
Деталь	Материал и термообработка	Основные параметры	Чисто- та по- верх- ности
Передняя ось	Сталь 45, ГОСТ 1050—60, НВ 241—285	Габаритные размеры двутаврового сечения в средней части балки (высо- та X ширина X толщина полок X толщи- на шейки) 90x70x17x12 мм Межшкворневое расстояние по точ- кам пересечения оси шкворня с осью цапфы поворотного кулака 1595 мм Диаметр отверстия под шкворень 38+0’039 мм Высота шкворневой проушины 93	q gg мм	V6 V5
Правый (левый) поворотный кулак	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—61, НВ 241—285	Диаметры в мм: малой шейки цапфы 402$’$2 7 большой шейки цапфы 552$’$32 отверстия под втулки кулака 41+0,05 отверстия под детали опорного подшипника 67+0,2	V7 V7 V6 V6
Втулка поворотного кулака	О лов ян истый томпак	Наружный диаметр 41+$’ Щ мм Внутренний диаметр (после обра- ботки) 38t$’$$$ мм	V7
Шкворень	Сталь 18ХГТ, ГОСТ 4543—61, цементация на глубину 1,0—1,4 мм. HRC 56—62	Диаметр 38_0017 мм	V7
Шайба опорного подшипника	Г рафитизиро- ванная бронза, HRC 32—52 (разброс твер- дости одной детали не более 10 единиц)	Высота 5_0 08 мм Наружный диаметр 67+0’12 мм	V7 V6
Кольцо опорного подшипника	Сталь 35, ГОСТ 1050—60, нитроцемента- ция на глубину 0,3—0,5 мм; HRC 56, не менее	Высота 11,5__0 07 мм Наружный диаметр 672$’$ мм	V7 V3
П Зак. 1071
161
Продолжение табл. 56
Деталь	Материал и термообработка	Основные параметры	Чисто- та по- верх- ности
Верхний правый (левый) рычаг поворотного кулака1	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—61, НВ 241—285	Наибольший диаметр конического хвостовика в заделке 41,25 мм	V7
Рулевая попе- речная тяга	Сталь 20, ГОСТ 1050—60	Диаметр и толщина стенок бесшов- ной холоднотянутой трубы 35'<5 мм	—
Правая (левая) головка попе- речной тяги	Сталь 45, ГОСТ 1050—60	Диаметр отверстия под вкладыши головки 48+и’1 мм	V5
Верхний вкла- дыш головки2	Сталь 15Х, ГОСТ 4543—61, цементация на глубину 0,8—1,2 мм; HRC 56—62	Наружный диаметр 48_0 j мм Диаметр сферической поверхности оу 0,25 й/+0,08	V/6 V6
Нижний вкладыш головки	Сталь 15Х, ГОСТ 4543—61, нитроцемента- ция на глубину 0,3—0,5 мм; HRC 56—62	Наружный диаметр 47,7_0 17 мм Диаметр сферической поверхности 3'+0,08 ММ	V6
Пружина голов- ки поперечной тяги	Сталь 65Г, ГОСТ 1051—59	Сила пружины в рабочем положе- нии 50 кгс	—
Шаровой палец	Сталь 12ХНЗА, ГОСТ 4543—61, цементация на глубину 1,0—1,4 мм; HRC 56—62	Диаметр сферы 37_ 0 ] мм Наибольший диаметр конического хвостовика в заделке 25,75 мм	V6 V6
Продольная тяга рулевого механизма	Сталь 20, ГОСТ 1050—60	Диаметр н толщина стенок бесшов- ной холоднотянутой трубы 35x6 мм Диаметр отверстия под вкладыши 37,37+0.17 ым	—
Вкладыш продольной тяги2	Сталь 20, ГОСТ 1050—60, цементация на глубину 0,8—1,2 мм; HRC 56—62	Наружный диаметр 37,37Zo’sJ мм Диаметр сферической поверхности о’?-!' 0 17 .. . 3/	’ мм	V4 V6
Пружина про- дольной тяги ,	Сталь 65Г, ГОСТ 1051—59	Сила пружины в рабочем положе- нии 300 кгс	—
1 При проверке на краску конических поверхностей рычагов и отверстий поворотного
кулака пятно контакта должно быть не менее 75% всей поверхности.
2 Поверхность вкладышей подвергается антифрикционному фосфатированию с после-
дующей пропиткой твердой смазкой.
162
структивных параметров автомобиля и его узлов. В связи с боль-
шим количеством факторов, влияющих на нагруженность узлов
и деталей, оценка их эксплуатационной долговечности в процес-
се конструкторско-экспериментальных работ является весьма
сложной задачей.
Общепринятые расчеты деталей на прочность с учетом веса,
приходящегося на переднюю ось, и максимальных нагрузок при
торможении, заносе и динамическом ударе, а также максималь-
ного момента, развиваемого рулевым механизмом, не могут
быть исчерпывающими, так как в них не принимаются во вни-
мание нагрузки, вызывающие усталостные поломки и определя-
ющие долговечность деталей. Проведение указанных расчетов и
наличие статистических данных по аналогичным деталям авто-
мобилей, надежность которых проверена опытом эксплуатации,
позволили лишь ориентировочно выбрать необходимые размеры
деталей автомобиля ЗИЛ-130. При такой оценке прочности не
учитывались конструктивные особенности узлов и автомобиля
в целом, а также особенности их эксплуатации, так как сравни-
вались отечественные и зарубежные грузовые автомобили раз-
личной конструкции с разными техническими характеристи-
ками.
Статистические данные, характеризующие прочность деталей
различных автомобилей, приведены в табл. 57 и на рис. 64, на
графиках которого по оси абсцисс отложен основной расчетный
прочностной параметр детали, а по осп ординат — соответствую-
щая нагрузка Р на переднюю ось. В качестве основных расчет-
ных прочностных параметров деталей выбраны следующие мо-
менты сопротивления сечений изгибу: —средней части балки
передней оси относительно горизонтальной оси, 1Е’2 — шейки
цапфы поворотного кулака под внутренний подшипник ступицы
переднего колеса, IF3 — шквория поворотного кулака, — наи-
большего диаметра рычага поворотного кулака в заделке.
При определении моментов сопротивления изгибу сечения ба-
лок передних осей полки двутаврового сечения, имеющие
штамповочные уклоны до 10°, заменялись равновеликими по
площади и длине прямоугольниками. При этом положения цент-
ров тяжести, принятых при расчете полок, относительно центра
тяжести всего сечения сохранялись истинными.
Прочностные параметры деталей зарубежных автомобилей,
приведенные на рис. 64 и в табл. 57, определены по результатам
замеров и каталожным данным, а деталей отечественных авто-
мобилей — по чертежам 1965 г.
Расчетные силы, действующие на детали передней оси и ру-
левого привода, определялись по методике, предложенной акад.
Е. А. Чудаковым
1 Чудаков Е. А. Расчет автомобиля. М., Машгиз, 1947.
И*
163
164
57. Материалы деталей передней оси различных автомобилей
Автомобиль	Балка передней оси	Поворотный кулак	Шкворень	Рычаги поворотного кулака
ГАЗ-51 А	Сталь ЗОХ (0,30—0,35% С), ГОСТ 4543—61, НВ 269—302	Сталь 35Х (0,31—0,36% С), ГОСТ 4543—61, НВ 269—321	Сталь 20Х, ГОСТ 4543—61, НВ 57—65	Сталь ЗОХ (0,28—0,33% С), ГОСТ 4543—61, НВ 286—321
ГАЗ-53	То же	То же	Сталь 50 (0,48—0,53% С), ГОСТ 1050—60, HRC 60 (на концах HRC 56, не менее)	То же
ЗИЛ-150 ЗИЛ-ММЗ-585	Сталь 45, ГОСТ 1050—60, НВ 230—255	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—61, НВ 241—285	Сталь 18ХГТ, ГОСТ 4543—61, HRC 56—62	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—61, НВ 241—285
ЗИЛ-130 ЗИЛ-ММЗ-555	То же НВ 241—285	То же	То же	То же
МАЗ-200 МАЗ-205	Сталь 40, ГОСТ 1050—60, НВ 241—269	Сталь 40Х, ГОСТ 4543—61, НВ 241—285	Сталь 45, ГОСТ 1050—60, НВ 56—63	Сталь 40ХН, ГОСТ 4543—61, НВ 241—269
МАЗ-500 МАЗ-503	Сталь 40Х ГОСТ 4543—61, НВ 241—285	То же, НВ 285—341	То же	То же
GMC С98303	Не имеет	Легированная сталь (0,9% Мп, 0,45% Сг, 0,45% N1, 0,15% Мо), НВ 285	Не имеет	Легированная сталь (0,8% Мп, 1,05% С г, 0,2% N1), НВ 321
Ford Т850	Углеродистая сталь (0,7% Мп)	Легированная сталь (0,9% Мп, 1,0% Сг, 1,5% N1, 0,2% Мо), НВ 269	Легированная сталь (0,7% Мп и 0,7% Сг), НВ 59	Легированная сталь (0,7% Мп, 1,0% Сг, 1,5% N1, 0,2% Мо), НВ 321
Примечания: 1. В связи с применением кулаков автомобилей МАЗ-500 на автомобилях КрАЗ, имеющих большую нагрузку на переднюю
ось, в настоящее время эти кулаки упрочняются закалкой при нагреве т. в. ч.
2. Галтель цапфы повторного кулака автомобиля Ford Т850 накатана.
3. Автомобиль GMC С98303 имеет независимую под'еску.
Р,кгс
4500
3500
2500
1500
Р,кгс
4500
3500
2500
1500
5	10	15	20 25WZicm3
					°s
					°в
			д, z-‘ ~2 °6 	£>r		
	< О/	-^7— =	•> 		
					
			Л7			о,	Рис. 64. Нагрузка Р на переднюю ось и момент сопротивления изгибу се- чения деталей передней оси различных автомоби- лей:
						°в	
	as	°б 	gr.					а — балка передней оси; б — поворотные кулаки; в — шкворни поворотных кулаков; г — рычаги ново-
	°г о,		°* °3					ротных кулаков; Oi — ГАЗ-51А, о2 — ГАЗ-53А; Оз — ЗИЛ-150;	о4	— ЗИЛ-ММЗ-585;	о5	— ЗИЛ-130; о6 — ЗИЛ-ММЗ- Т 555; О; — МАЗ-295; о8 — МАЗ-500; о„ - - МАЗ-503;
0	2		?	6	1	?	10	12 Wj,CM'			
			°S	Xi — ЗИЛ-130, до усиления; Xz — ГАЗ-51, до усиления; х3 — ЗИЛ-ММЗ-555 до усиления; Ai — Форд D 750 и Форд 400, Р «= 5500 фунтов « 2500 кгс; Аг — Форд С 700 и Додж D 600 и GMC С98303, Р = 7000 фунтов — 3180 кгс; А3 — Форд D 700, Р = 7500 фунтов ~ 3405 кгс; А* — Форд Т 850 н Форд D 800; Р = 9000 фунтов 4090 кгс; Ag — Додж D 400, Р = 4000 фун- тов 1820 кгс; А6 — Форд F 750 и Додж D 400, Р = 5000 фунтов « 2270 кгс; А7 — Форд F 1000 и Форд Т 850, Р = 11 000 фунтов ~ 4990 кгс; А8 — Рио F22R-1, Р = 6000 фунтов « 2720 кгс: для ав- томобилей позиций А7 н Ag приведен момент со- противления сечения шкворня большого диаметра (шкворни ступенчатой конструкции); для автомо- биля GMC С98303 (позиция А2) данные приведены только для поворотного кулака			
		л«	°в				
	&3 % X»	°6 	pj		7				
_°i		°*						
2	4	6	8 W^}cm3
г)
Ниже приводятся данные автомобиля самосвала
ЗИЛ-ММЗ-555, принятые при расчете (положение передних ко-
лес соответствует прямолинейному движению):
Полная масса автомобиля в снаряженном состоянии в кг 9295
Нагрузка на переднюю ось в кгс...................... 2840
Масса переднего колеса со ступицей и тормозным бара-
баном в кг............................................. 150
Коэффициент перераспределения веса при торможении 1,6
Коэффициент сцепления колеса с дорогой ....	0,7
Усилие на рулевом колесе в кгс........................ 40
Давление, создаваемое насосом гидроусилителя, в кгс/см1 2 70
К. п. д. рулевого механизма..........................0,65
Для окончательного выбора конструктивных параметров де-
тален передней оси и рулевого привода были проведены экспе-
риментально-исследовательские работы по выявлению влияния
эксплуатационных факторов и конструктивных особенностей на
их нагруженность при эксплуатации автомобилей в различных
дорожных условиях. Целью исследования нагружеиности дета-
лей передней оси было также получение исходных данных для
последующей оценки эксплуатационной долговечности деталей
путем проведения стендовых программных испытаний на уста-
лость.
Такая оценка осуществлялась, как правило, для наиболее тя-
желых условий эксплуатации: движения полностью груженого
автомобиля по булыжному шоссе. Исследование нагружеиности
деталей проводилось при этом с помощью специальных класси-
фикаторов, которые осуществляют статистическую обработку
процесса нагружения исследуемой детали автоматически непо-
средственно при движении автомобиля. Нагрузки регистрирова-
лись на участках дорог протяженностью до 100 км и выше.
Полученные распределения амплитуд нагрузок использова-
лись для составления программного режима стендовых испыта-
ний, имитирующих эксплуатационные режимы нагружения. Для
этого непрерывное распределение нагрузок разбивалось на сту-
пени, которые объединялись в один программный блок, эквива-
лентный определенному пробегу в километрах. Эксплуатацион-
ная долговечность по результатам таких испытаний определя-
лась умножением числа программных блоков до разрушения на
эквивалент одного блока
Помимо программных проводились и обычные испытания на
усталость. Полученные при этих испытаниях кривые усталости
деталей использовались для оценки эффективности различных
1 Трофимов О. Ф , Аксенов Л. М. Разработка методики стендовых испы-
таний на эксплуатационную прочность с применением программирующих ис-
пытательных машин. — В кн.: Важнейшие научно-исследовательские и опытно-
конструкторские работы в автомобильной промышленности. 1967 г., М., 1968
(НИИНавтопром).
166
мероприятий по повышению их долговечности, а также совмест-
но с результатами измерении нагружеиности - - для ориентиро-
вочной расчетной оценки эксплуатационной долговечности. Кро-
ме того, проверялась надежность деталей и узлов в различных
условиях эксплуатации и проводился ряд других лабораторно
дорожных испытаний.
В конечном итоге эти работы позволили обоснованно вы-
брать размеры и конструкцию деталей и узлов.
Балка передней оси
На первых опытных образцах автомобилей ЗИЛ-130 была
установлена балка передней оси, размеры которой впоследствии
были изменены, так как после проведения дорожных испытаний
автомобилей, имевших нагрузку на переднюю ось 2450 кгс, в бал-
ке были обнаружены остаточные деформации как от кручения,
так и от изгиба.
При усилении балки среднее сечение выбирали таким обра-
зом, чтобы расчетные напряжения были ниже аналогичных на-
пряжений в балке автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-585 (шасси
ЗИЛ-164АГ), так как скорость движения новых автомобилей, а
следовательно, и динамические нагрузки на него возросли по
сравнению с нагрузками на автомобили ЗИЛ-164А. Испытания
показали, что усиленная балка обладает достаточными прочно-
стью и надежностью при эксплуатации автомобиля в различных
дорожных условиях.
Расчетные параметры и напряжения в среднем сечении балки
передней оси приведены в табл. 58.
58. Расчетные параметры и напряжения в балке передней оси
Параметры	Балка передней оси автомобилей		
	ЗПЛ-ММЗ-585	ЗИЛ-130, до усиления	ЗИЛ-130, после усиления
Расчетная нагрузка на переднюю ось в кгс Момент сопротивления изгибу в см3 от- носительно оси:	2500	2450	2840
горизонтальной	  .	. .	58,0	56,5	75,5
вертикальной 	 Напряжение изгиба от веса, приходяще- гося на переднюю ось, в кгс/см2:	27,4	26,5	35,4
в покое и при равномерном движении	910	950	835
при торможении	 Напряжение изгиба от силы сцепле- ния колес с дорогой при торможении в	1550	1600	1400
кгс/см2	. .	....	2440	2540	2230
167
Поворотный кулак
Учитывая имеющиеся запасы прочности цапфы поворотного
кулака автомобиля ЗИЛ-164А, ее размеры для автомобиля
ЗИЛ-130 оставили такими же, кроме диаметра резьбового хво-
стовика, который был несколько увеличен. Расчетные напряже-
ния от изгибающих моментов в сечении у галтели шейки внут-
реннего подшипника достигают следующих значений в кгс/см2:
От веса, приходящегося на переднюю ось 168
При торможении автомобиля  ............ 270
При заносе автомобиля................. 4900
Усталостная прочность данных цапф поворотного кулака ха-
рактеризуется кривой усталости 1 (рис. 65). Предел выносливо-
Рис. 65. Кривые усталости цапфы поворотного кулака
автомобиля ЗИЛ-130 (оа —амплитуда изгибающих
напряжений):
/ — галтель без накатки; 2 — галтель с накаткой
сти цапфы при симметричном цикле нагружения <j-i =
— ± 10,5 кгс/мм2. Опыт эксплуатации автомобилей показал, что
цапфы с такими характеристиками усталостной прочности име-
ют достаточную эксплуатационную долговечность. Однако в свя-
зи с тем, что поворотные кулаки автомобиля ЗИЛ-130 после до-
полнительной механической обработки используются также на
автобусах ЛиАЗ и ЛАЗ, где на них действуют более высокие
нагрузки, чем на автомобиле ЗИЛ-130, долговечность цапфы
кулака была повышена путем накатки галтели. Кривая 2 уста-
лости характеризует поворотные кулаки с накаткой галтели
цапфы. Применение накатки галтели повысило долговечность
цапфы более чем в 10 раз, а предел выносливости ее cti =
= ± 16,8 кгс/мм2.
Для оценки прочности проушин поворотных кулаков были
проведены стендовые программные испытания их вместе с рыча-
гами. Эти испытания показали, что усталостная прочность про-
ушин не меньше усталостной прочности усиленных рычагов (см.
ниже).
168
Шкворневой узел передней оси
Шкворневой узел передней оси автомобиля ЗИЛ-130 имеет
такие же размеры, как и узел автомобиля ЗИЛ-164А, и полно-
стью унифицирован для двухосных грузовых автомобилей ЗИЛ.
Расчетные напряжения в деталях шкворневого узла приве-
дены в табл. 59.
59. Расчетные напряжения в деталях шкворневого узла
Нагрузка	Напряжения в кгс/см2			
	Изгиба в шкворне	Среза в шкворне	Смятия во втулке шкворня	Смятия в опорном подшип- нике
От веса, приходящегося на перед- нюю ось в покое 	 От сил, возникающих при тормо- жении автомобиля 		735 4500	80 485	45.7 280	63,5 106
Опыт эксплуатации показал, что данный шкворневой узел
при установке его на автомобиль ЗИЛ-130 обладает достаточной
долговечностью.
Рычаги поворотного кулака
С целью использования поворотных кулаков ЗИЛ-130 на гру-
зовых автомобилях ЗИЛ-164А первоначально на новых автомо-
билях устанавливали рычаги, у которых размеры посадочного
конуса были такие же, как и у рычагов автомобиля ЗИЛ-164А.
Однако при дорожных испытаниях и эксплуатации в особо тя-
желых дорожных условиях в отдельных случаях рычаги лома-
лись.
Исследование нагружеиности рулевого привода показало, что
гидроусилитель рулевого механизма и высокие скорости движе-
ния автомобиля ЗИЛ-130 создают значительные нагрузки на де-
тали привода при эксплуатации. Поэтому у рычагов поворотного
кулака был увеличен диаметр сечения заделки. Кривые устало-
сти рычагов до и после усиления при испытании их в симметрич-
ном цикле нагружения приведены на рис. 66. Увеличение диа-
метра конусной части в сечении заделки с 35 до 41 мм привело
к повышению предела выносливости приблизительно в 1,4 раза.
Расчет по накопленному усталостному повреждению с учетом по-
лученных кривых усталости и распределения эксплуатационных
нагрузок, пересчитанного на 100 тыс. км пробега (рис. 66), пока-
зал, что долговечность усиленных рычагов возросла более чем
в 6 раз. Это было подтверждено последующими программными
169
испытаниями рычагов обоих размеров, результаты которых по-
казали также, что эксплуатационная долговечность усиленных
поворотных рычагов достаточна. Разрушения их в эксплуатации
не отмечались.
Рис. 66. Кривые усталости поворотных рычагов и распределение на-
грузок, действующих на них в эксплуатации (ЛК — амплитуда изги-
бающих моментов):
1 - кривая усталости рычагов до усиления; 2 — кривая усталости рычагов
после усиления; 3 — распределение эксплуатационных нагрузок при пробеге
автомобиля 100 тыс. км по булыжному шоссе со скоростью 40 км/ч
Расчетные напряжения в поворотных рычагах от действия
максимального расчетного момента на валу сошки приведены
в табл. 60.
60. Расчетные напряжения в рычагах поворотного кулака
Рычаг поворотного кулака	Наибольший диаметр рычага в сечении заделкн в мм	Напряжение изгиба В КГС/СМ2	Напряжение кручения в кгс/см2
До усиления:			
НИЖНИЙ .	-	- .	•	35,25	7150	250
верхний ...	... После усиления:	35,25	6300	326
нижний		41,25	4350	0
верхний .	. . 		41,25	4000	204
Поперечная рулевая тяга
Опыт эксплуатации шарниров поперечных рулевых тяг с экс-
центричными боковыми вкладышами, применявшихся на ранее
выпускавшихся автомобилях ЗИЛ, показал, что в шарнирах та-
кой конструкции часто ломаются пружины и быстро появляется
повышенный зазор. Поэтому для автомобиля ЗИЛ-130 был раз-
170
работам шарнир, обладающий значительно большей надеж-
ностью.
В связи с тем что шаровой палец, устанавливавшийся в шар-
ниры старой конструкции, обладает достаточной усталостной и
статической прочностью, он был применен на автомобиле
ЗИЛ-130. Предел выносливости этого шарового пальца в сред-
нем в 1,5 раза выше, чем у остальных деталей рулевого привода
автомобиля ЗИЛ-130. Благодаря использованию единого шаро-
вого пальца удалось обеспечить взаимозаменяемость шарниров
новой и старой конструкций.
Ниже приведены результаты расчета деталей поперечной ру-
левой тяги при действии максимального расчетного момента на
валу сошки:
Напряжения шарового пальца в сечении наибольшего диа-
метра в заделке в кгс/см2:
изгиба .......................................... 3100
среза............................................. 285
Напряжение смятия в шарнире поперечной тяги в кгс/см2	400
Напряжение сжатия в поперечной тяге в кгс/см2 .	315
Запас продольной устойчивости	поперечной тяги	3,24
Примечание. При расчете на смятие учитывалась только
поверхность трения верхнего вкладыша, воспринимающего в ос-
новном нагрузки в шарнире.
Продольная рулевая тяга
Благодаря возможности применения по условиям прочности
на автомобилях ЗИЛ-130 шарового пальца автомобиля ЗИЛ-164
были унифицированы шарниры продольных тяг этих автомоби-
лей. Однако дорожные испытания и опыт эксплуатации, в пер-
вую очередь автомобилей-самосвалов ЗИЛ-ММЗ-555, показали,
что долговечность шарниров с вкладышами старой конструкции
недостаточна из-за интенсивного износа поверхностей трения.
Кроме того, было установлено, что изогнутая по компоновочным
соображениям продольная тяга подрезает тело хвостовика шаро-
вого пальца кромками окон.
Для повышения долговечности шарниров продольной тяги
была несколько изменена ее конструкция. Увеличена поверхность
трения шарниров новых тяг путем увеличения угла охвата шаро-
вого пальца вкладышами (рис. 67), что обеспечило:
—	значительное снижение интенсивности износа шаровых
пальцев и вкладышей (по результатам сравнительных эксплуата-
ционных испытаний тяг, проведенных на автомобилях-самосва-
лах ЗИЛ-ММЗ-555 в тяжелых дорожных условиях, в 3,5—
3,8 раза);
—	коренное изменение характера износа сферических поверх-
ностей пальцев, при котором исключалась ступенчатая выработ-
ка по границам контакта с вкладышами, приводившая иногда
в эксплуатации к заклиниванию шарнира;
171
— отсутствие сколов и выкрошиванпй по периферии сфери-
ческих поверхностей вкладышей.
Для уменьшения подреза шарового пальца тяга выполнена
«уравновешенной», т. е. она изогнута так, чтобы центр ее тяже-
сти лежал на оси между геометрическими центрами шаровых
пальцев. Вследствие внедрения «уравновешенных» продольных
рулевых тяг в 2—4 раза снизилась интенсивность «подреза» ша-
рового пальца.
Рис. 67. Шарниры продольной рулевой тяги автомобилей ЗИЛ-130:
а — выпускаемых вначале; б — выпускаемых в настоящее время
Ниже приведены расчетные напряжения в деталях шарнира
продольной тяги при нагрузке его максимальным расчетным мо-
ментом на валу сошки.
Напряжение шарового пальца рычага в сечении наиболь-
шего диаметра в заделке в кгс/см2:
изгиба.....................................  3300
среза....................................... 294
Напряжение смятия и шарнире в кгс/см2:
старой конструкции (расчетная площадь смятия рав-
на 2,95 см2)..............................  510
новой конструкции (расчетная площадь смятия равна
4,37 см2) ...	. . . .	.....	344
Следует особо отметить, что неправильная регулировка шар-
ниров продольной рулевой тяги может привести к преждевремен-
ным поломкам шаровых пальцев. В эксплуатации были отмечены
отдельные случаи поломок шаровых пальцев при крайне малых
пробегах (450—2500 км). Анализ характера разрушения пальцев
и последующие стендовые испытания показали, что причиной
этих разрушений было нарушение инструкции, по которой проб-
ку шарнира после затягивания до отказа надо отпустить на
'А оборота. При тугой затяжке пробки на шаровой палец дейст-
вует дополнительный крутящий момент, возникающий даже при
самых незначительных относительных поворотах шарнира.
По результатам стендовых испытаний шарнира с туго затяну-
той пробкой было установлено, что в этом случае предел вынос-
ливости шарового пальца уменьшается в 6 раз по сравнению
с пределом выносливости шарнира, отрегулированного в соответ-
ствии с инструкцией.
172
Глава IX. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ
На грузовых автомобилях ЗИЛ, выпуск которых был начат в
40-х годах, устанавливался механизм рулевого управления с гло-
боидальным червяком без усиления. Эксплуатация этих автомо-
билей показала, что их рулевое управление требует от водителя
значительных физических усилий. Так, например, усилие на ру-
левом колесе, необходимое для поворота автомобиля ЗИЛ-164,
составляло 20—23 кгс, достигая в отдельных случаях 40 кт с. На
трехосных автомобилях с р-егулированием давления воздуха в
шинах это усилие значительно больше указанной выше величины,
что объясняется ростом сопротивления повороту колес при сни-
жении давления в шинах из-за увеличения площади отпечатка
последних.
Большая утомляемость водителей при работе на автомобилях
ЗИЛ с рулевым управлением без усилителя определяется не
только значительным усилием, необходимым для поворота ко-
лес, но и многочисленными и часто очень сильными толчками,
которые непрерывно передаются на рулевое колесо и на руки
водителя при движении автомобиля по неровной дороге. На ав-
томобилях ЗИЛ-130 было решено установить усилитель рулевого
управления, чтобы облегчить труд водителя, улучшить маневрен-
ность автомобиля и повысить безопасность движения, так как
скорость новых автомобилей возросла до 90—100 км/ч (у авто-
мобилей ЗИЛ-164 она была 65—70 км/ч). Опыт завода свиде-
тельствовал о том, что усилитель рулевого управления способ-
ствует повышению безопасности движения. Он позволяет удер-
живать автомобиль на дороге в случае прокола камеры шины
переднего колеса. Кроме того, безопасность движения повышает-
ся также вследствие меньшей утомляемости водителя и лучшей
маневренности автомобиля. Особое значение улучшение манев-
ренности автомобиля имеет для повышения среднетехнической
скорости движения на горных и лесных дорогах.
При проектировании рулевого управления автомобиля
ЗИЛ-130 в целях унификации необходимо было предусмотреть
возможность установки его агрегатов на другие автомобили, ко-
торые будут выпускаться после наладки производства семейства
автомобилей ЗИЛ-130. К этому времени заводом была уже про-
173
ведена большая работа по внедрению усилителей рулевого уп-
равления на некоторых из выпускаемых им автомобилях
Завод ориентировался только на гидравлические усилители
рулевого управления, отказавшись от применения пневматиче-
ских, хотя они в период начала проектирования автомобиля
ЗИЛ-130 были еще также распространены, как и гидравличе-
ские. Гидравлический усилитель более компактен, так как он ра-
ботает при давлении до 70 кгс/см1 2 вместо давления до 9 кгс/см2,
используемого в пневматических усилителях, имеет меньшее вре-
мя срабатывания и поглощает удары, возникающие при движе-
нии автомобиля по неровной дороге.
Недостатком гидравлического усилителя является необходи-
мость установки дополнительного насоса. Однако в случаях при-
менения пневматического усилителя потребовалось бы значи-
тельное увеличение производительности компрессора, предназна-
ченного для тормозной системы, а также емкости воздушных
баллонов.
Впервые гидроусилитель рулевого управления был применен
на междугородном автобусе ЗИЛ-127 главным образом для обес-
печения безопасности движения пр искоростях около 100 км/ч.
При этом использовался уже выпускавшийся гидроусилитель ав-
топогрузчиков с непринципиальными изменениями.
Рис. 68. Гидроусилитель рулевого управления автобуса ЗИЛ-127
Гидроусилитель (рис. 68), установленный параллельно про-
дольной рулевой тяге, имеет рабочий цилиндр диаметром 70 мм.
Клапан управления расположен в передней крышке 6 цилиндра 7
соосно с последним. Золотник 5 клапана соединен стержнем со
стаканом 3 шарового пальца 4 сошки рулевого механизма. Ста-
кан с шаровым пальцем может несколько перемещаться в осе-
вом направлении. Он центрируется пружиной 1. Хромированный
шток 8 поршня гидроусилителя связан с основанием автобуса,
1 Гоникберг Е. М. Гидроусилители рулевого управления автомобилей
ЗИЛ.— «Автомобильная промышленность», 1961, № 10.
174
а продольная рулевая тяга соединена с корпусом 2 стакана ша-
рового пальца сошки. Таким образом, при повороте рабочий ци-
линдр гидроусилителя перемещается вместе с продольной руле-
вой тягой. Для установки этого гидроусилителя необходимо было
применение усилительной рамки, прикрепленной к фермам осно-
вания автобуса, и направляющей, удерживающей гидроусилитель
от выворачивания. В передней крышке цилиндра находятся пре-
дохранительный и аварийный клапаны, служащие для управле-
ния автобусом при неработающем насосе. «Чувство дороги», т. е.
определенная зависимость усилия на рулевом колесе от сопро-
тивления повороту колес, данным гидроусилителем не обеспечи-
вается.
Несмотря на то что описанная конструкция гидроусилителя
успешно работала на автобусах ЗИЛ-127, она имела ряд недо-
статков: чрезмерная масса и сложность конструкции из-за необ-
ходимости применения усилительной рамки и направляющей.
Использование этой конструкции на грузовых автомобилях
средней грузоподъемности, имеющих другую по сравнению с ав-
тобусной компоновку, невозможно из-за отсутствия места для
размещения гидроусилителя и его направляющей.
Для уменьшения массы гидроусилителя была разработана
конструкция с клапаном управления, встроенным в продольную
рулевую тягу, и отдельным рабочим цилиндром. Основной труд-
ностью при создании этой конструкции было устранение авто-
колебаний колес, возникающих при использовании описанного
выше простого клапана с центрирующей пружиной. Особенно
сильно автоколебания проявлялись при воздействии рабочего ци-
линдра на правый поворотный кулак. Однако даже при присое-
динении цилиндра к левому поворотному кулаку, несмотря на
значительное увеличение жесткости системы, полностью исклю-
чить автоколебания не удалось. Для полного устранения автоко-
лебаний были сконструированы два варианта встраиваемых в
продольную рулевую тягу клапанов с реактивными элементами.
В первом варианте (рис. 69, а) золотник 1, соединенный с по-
движным стаканом 4 шарового пальца 5 сошки рулевого меха-
низма, устанавливается в среднее положение четырьмя пружина-
ми 7 и реактивными плунжерами 6. В корпусе 3 находится ава-
рийный клапан 2.
Во втором варианте (рис. 69, б) центрирующие пружины от-
сутствуют и золотник П устанавливается в среднее положение
чисто гидравлическим путем. Реактивные камеры 10 и 12, уплот-
ненные резиновыми кольцами 9 и 13 U-образного сечения, соеди-
нены небольшими отверстиями с проточками золотника, через
которые подается масло к рабочим полостям цилиндра гидроуси-
лителя. Диаметры уплотняемых шеек золотника сделаны неоди-
наковыми, чтобы площади реактивных камер были пропорцио-
нальны площадям рабочего цилиндра гидроусилителя с учетом
площади штока.
175
При повороте золотник, связанный с подвижным стаканом 14
шарового пальца 15 сошки рулевого механизма, смещается и под
действием нарастающего давления в рабочей полости цилиндра
перемещается не только поршень, но и золотник стремится сме-
ститься обратно в среднее положение, чем обеспечивается следя-
щее действие.
В корпусе 8 расположен аварийный клапан.
Рис. 69. Клапаны уп-
равления гидроусили-
теля рулевого управ-
ления:
а — с реактивными
пружинами; б — с ре-
активными камерами
Рабочий цилиндр гидроусилителя (рис. 70) действует непо-
средственно на рычаг поворотного кулака. В зависимости от типа
автомобиля цилиндр можно устанавливать как вдоль передней
оси, так и перпендикулярно ей. Он рассчитан на рабочее давле-
ние до 70 кгс/см2.
Испытания автобусов ЗИЛ-127 и опытных городских автобу-
сов при пробеге 130—200 тыс. км показали следующее:
—	клапаны обоих вариантов позволили полностью исклю-
чить автоколебания в системе рулевого управления, даже при
присоединении рабочего цилиндра к правому поворотному ку-
лаку. Однако в этом случае удары и вибрации, возникающие от
неровностей дороги, передавались на рулевое колесо, чего не
было при присоединении цилиндра к левому кулаку;
—	гидроусилители с клапанами обоих вариантов работали
нормально и обладали теми же преимуществами, что и гидроуси-
лители автобуса ЗИЛ-127; управление автомобилем было лучше
в связи с наличием «чувства дороги», что особенно хорошо ощу-
щалось при установке клапана второго варианта;
176
to
Зак. 1071
— применение гидроусилителя с клапаном второго варианта
позволило снизить его массу приблизительно на 35 кг по срав-
нению с массой серийного гидроусилителя автобуса ЗИЛ-127.
Конструкция клапана первого варианта используется в руле-
вом управлении автомобиля ЗИЛ-130, а конструкция клапана
второго варианта — в других автомобилях ЗИЛ.
При проектировании легкового автомобиля ЗИЛ-111 завод
отказался от применения конструкции гидроусилителя, располо-
женного отдельно от рулевого механизма. Причинами этого яви-
лись компоновочные трудности и уменьшение надежности конст-
рукции из-за нижнего расположения шлангов и цилиндра гидро-
усилителя. На этот автомобиль устанавливался рулевой меха-
низм с гидроусилителем, объединенным с ним в одном картере
(рис. 71).
Рулевой механизм снабжен винтом 13 с гайкой 3 на цирку-
лирующих шариках и рейкой 2, зацепляющейся с зубчатым сек-
тором вала 18 сошки. Рейка одновременно служит и поршнем
гидроусилителя. Передаточное число рулевого механизма равно
17,5 вместо 20,5 у ранее выпускавшегося рулевого механизма
автомобиля ЗИЛ-110.
Клапан 4 гидроусилителя расположен сбоку картера 1 руле-
вого механизма. Золотник 5 клапана управления перемещается
рычагом 9, нижний конец которого охватывает среднее кольцо
двойного упорного подшипника 10 винта 13. Подшипник может
перемещаться в осевом направлении; он центрируется пружина-
ми 14 и 15 и пружиной 8 клапана управления.
Наличие реактивной камеры 7 в клапане управления обеспе-
чивает «чувство дороги». Клапан 6 поддерживает в реактивной
камере давление не более 17 кгс/см2, соответственно ограничи-
вается и максимальное усилие на рулевом колесе.
Таким образом, к моменту начала проектирования рулевого
управления автомобиля ЗИЛ-130 завод располагал определен-
ным опытом проектирования, изготовления и эксплуатации гид-
роусилителей нескольких типов, в том числе и рулевого меха-
низма автомобиля ЗИЛ-111. Первоначально для новых грузовых
автомобилей было запроектировано рулевое управление с глобо-
идальным червяком без усилителя, унифицированное с рулевым
управлением автомобилей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-157. Клапан управ-
ления гидроусилителя был встроен в продольную рулевую тягу,
а рабочий цилиндр располагался с правой стороны автомобиля,
параллельно его оси. Конструкция этих узлов (рис. 69, б и 70)
обеспечивала: возможность выпуска части автомобилей, работа-
ющих в более легких условиях, без гидроусилителя; значитель-
ную, хотя и не полную унификацию деталей нового и старого
рулевых механизмов, в частности деталей, подверженных быст-
рому износу: червяка, ролика вала сошки и др.
Однако определение контингента автомобилей ЗИЛ-130, ко-
торые могли бы выпускаться без гидроусилителя рулевого управ-
178
ления, затруднительно, так как заводу заранее неизвестно, в ка-
ких условиях будут эксплуатироваться автомобили и, кроме
того, число автомобилей без усилителей не могло быть большим.
Поэтому было решено гидроусилитель устанавливать на все ав-
томобили ЗИЛ-130, что позволило объединить рулевой механизм
Рис. 71. Рулевой механизм с гидроусилителем автомобиля ЗИЛ-111:
1 — картер рулевого механизма; 2 — поршень-рейка; 3 — шариковая гайка; 4 —
клапан управления; 5 — золотник; 6 — ограничительный клапан; 7 — реактивная
камера; 8, 14 и 15 -— центрирующие пружины; 9 — рычаг золотника; 10 упорный
шарикоподшипник; 11 и 19 —- сальники; 12 — игольчатый подшипник винта; 13 —
винт рулевого механизма; 16 и 17 — уплотнения винта; 18 — вал сошки: 20 — регу-
лировочный винт
с гидроусилителем и клапаном управления. Была разработана
конструкция рулевого механизма со встроенным гидроусилите-
лем и клапаном управления, расположенным соосно с винтом
рулевого управления и имеющим реактивные плунжеры.
Испытания автомобилей ЗИЛ-130 с рулевым управлением
двух типов (с отдельным гидроусилителем и гидроусилителем,
12*	179
объединенным с рулевым механизмом) показали, что оба вари-
анта обеспечивают легкое управление и хорошую стабилизацию
колес. Однако рулевое управление с гидроусилителем, объеди-
ненным с рулевым механизмом, обладает рядом экономических,
производственных и конструктивных преимуществ. Масса комп-
лекта деталей рулевого управления этого типа на 23 кг меньше
массы комплекта деталей рулевого управления с отдельным
гидроусилителем. Длина и количество трубопроводов (особенно
дорогостоящих и относительно недолговечных резиновых шлан-
гов) при этом варианте рулевого управления значительно мень-
ше. Сборка на конвейере рулевого управления, включающего
только два узла — механизм и насос, значительно проще, менее
трудоемка и требует конвейера меньшей длины.
При применении рулевого механизма с встроенным гидроуси-
лителем отсутствуют автоколебания управляемых колес, улуч-
шаются условия эксплуатации шлангов, поскольку их движение
определяется только пер-емещением двигателя относительно ра-
мы автомобиля и деформациями последней. Малая длина трубо-
проводов и расположение их в моторном отсеке улучшают рабо-
ту системы гидроусилителя, когда производится пуск двигателя
автомобиля при низкой температуре окружающего воздуха.
В случае установки рулевого управления этого типа исклю-
чается возможность повреждения клапана управления, цилиндра
гидроусилителя и шлангов при движении автомобиля даже по
бездорожью.
На основании приведенных выше соображений было решено
применить на новых автомобилях ЗИЛ-130 рулевой механизм
с встроенным гидроусилителем. Следует отметить, что трудоем-
кость изготовления узлов рулевого управления этого типа не
больше, чем трудоемкость рулевого управления с раздельными
узлами, то же относится и к количеству необходимого оборудо-
вания. Как показал последующий расчет, стоимость рулевого
управления с встроенным гидроусилителем только из-за меньше-
го расхода металла и шлангов значительно ниже стоимости ру-
левого механизма с отдельным гидроусилителем.
Для гидроусилителей рулевого управления применялись ло-
пастные насосы двойного действия. Конструкция насоса этого
типа широко известна, он изготовлялся заводом для установки на
станки и другое оборудование. Преимуществами лопастных на-
сосов двойного действия являются их относительная простота
конструкции и технологичность по сравнению не только с порш-
невыми, но и с шестеренчатыми насосами, предназначенными для
работы при давлении до 70 кгс/см2. Насос двойного действия
отличается малыми габаритными размерами и массой, так как
вал и подшипники разгружены от радиальных сил.
Однако для использования на автомобиле лопастного насоса
двойного действия потребовалось существенное изменение его
конструкции по сравнению со стационарным лопастным насо-
180
сом, так как он должен работать с большей частотой вращения
(4500—4800 об/мин вместо 1000—1500 об/мин) и составлять еди-
ный узел с клапанами, бачком и фильтрами.
Лопастные насосы были спроектированы и выпускались за-
водом для междугородного автобуса ЗИЛ-127 (рис. 72) и легко-
вого автомобиля ЗИЛ-111. Конструкция насоса автомобиля
ЗИЛ-111 послужила основой при проектировании насоса для
Рис. 72. Насос гидроусилителя автомобиля ЗИЛ-127:
1 — предохранительный клапан; 2 — перепускной клапан; 3 — лопасть;
4 — фильтр; 5 — крышка насоса; 6 — распределительный диск; 7 — ста-
тор; 8 — ротор; 9 — корпус насоса; 10 — вал насоса; 11 — шкив; 12 —
бачок; 13 — заливной фильтр; 14 — крышка бачка
автомобиля ЗИЛ-130. Однако последний имеет большую подачу,
увеличенную емкость бачка, усиленный шарикоподшипник и ряд
других изменений.
С целью унификации насоса гидроусилителя ЗИЛ с выпус-
каемыми промышленностью насосами проверялась возможность
применения насосов других типов.
Более простой по конструкции насос героторного типа (с ше-
стернями внутреннего зацепления циклоидального профиля) не
был использован из-за недостаточной долговечности. Это объяс-
няется тем, что героторный насос — насос одинарного действия,
181
вследствие чего шестерни и подшипники нагружены большими
радиальными силами, вызывающими износ поверхностей трения
и требующими увеличения размеров отдельных деталей. В насосе
двойного действия такие силы, как известно, уравновешиваются.
Кроме того, износ рабочих профилей шестерен героторного на-
соса приводит к снижению объемного к. п. д., в то время как из-
нос профиля статора и контактирующих с ним поверхностей ло-
пастей лопастного насоса практически на объемном к. п. д. не
сказывается.
Рис. 73. Шестеренчатый насос гидроуси-
Сравнительные испытания лопастных насосов ЗИЛ и геротор-
ных насосов, проведенные в НАМИ, подтвердили эти предполо-
жения. Износостойкость героторных насосов оказалась значи-
тельно ниже износостойкости лопастных. При этом испытание ге-
роторных насосов велось при максимальном давлении 35 кгс/см2,
а лопастных насосов — при 55 кгс/см2 (максимальное допускае-
мое давление героторных насосов составляло 40 кгс/см2, а лопа-
стных 65 кгс/см2).
Заводом была проверена возможность применения шестерен-
чатых насосов (ГОСТ 8753—71) с автоматическим регулирова-
нием торцового зазора. Для этого был построен насос на базе
насоса НШ16, имеющий бачок, предохранительный и перепуск-
ной клапаны и привод от шкива (рис. 73). Испытания в НАМИ
182
показали, что износостойкость насосов НШ16 при работе на ре-
жиме, характерном для автомобиля (с частотой вращения 750—
4800 об/мин) в 2,5 раза ниже, чем лопастных насосов ЗИЛ.
После проведения указанных выше испытаний окончательно
остановились на конструкции лопастного насоса двойного дей-
ствия.
Установка рулевого механизма на автомобиле была связана
с определенными трудностями, вызванными значительным сдви-
гом кабины вперед. Вследствие этого рулевой механизм при его
соосном расположении с рулевой колонкой оказывался над пе-
редней осью. При этом поворот управляемых колес осуществлял-
ся двумя продольными рулевыми тягами через маятниковый ры-
чаг, который был установлен у переднего конца лонжерона.
К недостаткам данной конструкции следует отнести значитель-
ный износ маятникового рычага, его пальца, а также упругой
муфты, соединяющей вал рулевой колонки с винтом рулевого ме-
ханизма. При переносе рулевого механизма вперед и непосред-
ственном соединении сошки с рычагом поворотного кулака с по-
мощью продольной тяги были устранены эти недостатки, но по-
требовалось введение карданного вала между колонкой рулевого
управления и рулевым механизмом. При этом масса узлов руле-
вого управления уменьшилась приблизительно на 16 кг, так как
из конструкции были исключены маятниковый рычаг с кронштей-
ном и вторая продольная тяга.
КОНСТРУКЦИЯ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
Передняя ось автомобиля ЗИЛ-130 — обычного типа с пово-
ротными кулаками, рулевой трапецией и поворотным рычагом,
установленным на левом поворотном кулаке. Установка рулевого
механизма, объединенного с гидроусилителем и клапаном управ-
ления, показана на рис. 74. Вал рулевой колонки и винт рулево-
го механизма соединены карданным валом 5. Масло, приводя-
щее в действие гидроусилитель, подается насосом 1, соединенным
шлангами 2 и 3 с рулевым механизмом.
Рулевой механизм с гидроусилителем
Схема гидроусилителя рулевого управления изображена на
рис. 75.
Рулевой механизм (рис. 76) состоит из винта 7 с гайкой 8 на
циркулирующих шариках 10 и поршня-рейки 5 с зубчатым сек-
тором вала 30 сошки. Передаточное число рулевого механизма,
равное 20, уменьшено по сравнению с передаточным числом ру-
левого механизма автомобилей ЗИЛ-164, равным 23,5, благодаря
чему повысилась маневренность автомобиля.
183
Картер 4 — основа рулевого механизма, одновременно яв-
ляется цилиндром гидроусилителя, в котором перемещается пор-
шень-рейка 5, входящая в зацепление с зубчатым сектором вала
30 сошки. Вал сошки вращается во втулке, запрессованной
в картер и в его алюминиевой боковой крышке 23.
Зубья рейки и вала сошки имеют переменную по длине тол-
щину, что позволяет регулировать зазор в зацеплении посред-
ством осевого перемещения сошки с помощью регулировочного
Рис. 74. Рулевое управление автомобиля ЗИЛ-130:
1 — насос гидроусилителя; 2 — шлаиг низкого давления; 3 — шланг вы-
сокого давления; 4 — рулевая колонка; 5 — карданный вал; 6 — рулевой
механизм; 7 — сошка; 8 — чехол шланга высокого давления
винта 29, головка которого входит в отверстие вала сошки и опи-
рается на шайбу 25. Осевое перемещение головки винта в этом
отверстии ограничивается стопорным кольцом 27.
В поршне-рейке при помощи двух установочных винтов 41 за-
креплена шариковая гайка 8. Установочные винты стопорятся
путем раскернивания их в канавке поршня-рейки.
Шариковая гайка 8 и винт 7 имеют шлифованные с большой
точностью винтовые канавки арочного профиля. Контакт шари-
ков с канавкой этого профиля происходит в точках, располо-
женных под углом приблизительно 45° к оси винта, что позволя-
ет снизить контактные напряжения при передаче осевых нагру-
зок и повысить к. п. д. механизма.
В паз шариковой гайки, соединенной двумя отверстиями с ее
винтовой канавкой, вставляются два штампованных цианирован-
ных желоба 9, образующих трубку, являющуюся как бы продол-
184
Рис. 75. Схема гидроусилителя рулевого управления автомобиля ЗИЛ-130:
а — движение по прямой; б — поворот направо; в — поворот налево; 1 — бачок; 2 — заливочный фильтр; 3 —
сетчатый фильтр; 4 — перепускной клапан фильтра; 5 — коллектор; 6 — насос; 7 — перепускной клапан; 8 —
предохранительный клапан; 9 и 10 — демпфирующие отверстия соответственно предохранительного и пере-
пускного клапанов; 11 — калиброванное отверстие; 1'2 — шариковый клапан; 13 — реактивный плунжер; 14 —
золотник; 15 — винт рулевого механизма; гб — вал сошки; 17 — цилиндр гидроусилителя; 18 — поршень-рейка
n IS is 17
.3'5
.29
25
26
27
39 J8
упорные кольца сальников; 22 и 35 —

35
39
31
29
30
Рис. 76. Рулевой механизм с гидроусилителем автомобиля ЗИЛ-130:
1 — нижняя крышка; 2, 14, 24, 28 и 40 — уплотнительные кольца; 3 — заглушка; 4 —
картер рулевого механизма; 5 — поршень-рейка; 6 — уплотнительное разрезное коль-
цо; 7 — виит рулевого механизма; 8 — шариковая гайка; 9 — желоб; 10— шарик; 11 —
разрезные поршневые кольца; 12 — промежуточная крышка; 13 — упорный шарико-
подшипник; 15 — шариковый клапан; 16 — золотник; 17 — корпус клапана управления;
18 — пружинная шайба; 19 — регулировочная гайка; 20 — верхняя крышка; 21 и 34 — J..~r___ _________________, -- .. --
наружные уплотнительные манжеты; 23 — боковая крышка; 25 — упорная шайба; 26 — регул'ироиочная'шайба; 27 — стопорное
кольцо; 29 — регулировочный винт; 30 — вал сошки; 31 —сливная пробка с магнитом; 32 — втулка вала сошки; 33 и 37 —
сальники; 36 — гайка вала сошки; 38 — реактивная пружина; 39 — реактивный плунжер; 41 — установочный винт'
жением винтовых канавок. В винтовые канавки винта и гайки и
в желоба закладываются шарики 10 (31 шт.). При повороте
винта шарики выкатываются с одной стороны гайки, проходят
по трубке, образованной желобами, и возвращаются к другой ее
стороне.
Необходимое увеличение свободного хода в рулевом механиз-
ме при повороте управляемых колес в ту или другую сторону
от среднего положения достигается тем, что ширина впадины
между зубьями поршня-рейки 5, находящейся в зацеплении со
средним зубом, уменьшена по сравнению с шириной остальных
впадин, а винт 7 имеет бочкообразную форму с незначительным
углублением винтовой канавки на его концах. К промежуточной
крышке 12 крепится корпус 17 клапана управления. На винте
установлены два упорных шарикоподшипника 13 и золотник 16
клапана управления, помещенный между ними. Шарикоподшип-
ники и золотник закреплены регулировочной гайкой 19, под ко-
торую подложена коническая пружинная шайба 18, обусловли-
вающая равномерное нарастание силы при регулировке предва-
рительного натяга упорных шарикоподшипников 13, сидящих
на винте 7.
Выточки в торце корпуса 17 клапана, длина которого точно
равна длине золотника, позволяют последнему с винтом переме-
щаться в осевом направлении приблизительно на 1,1 мм в каж-
дую сторону от среднего положения. В среднее положение они
возвращаются под действием шести реактивных пружин 38 и
плунжеров 39, находящихся под давлением масла, которое соз-
дается в линии подвода от насоса, и обеспечивающих «чувство
дороги».
В корпусе клапана управления имеется шариковый клапан
15, соединяющий при неработающем насосе линии высокого и
низкого давления и слива, чтобы уменьшить усилие, необходи-
мое для поворота управляемых колес. Полости клапана управ-
ления, в которых находятся упорные шарикоподшипники 13,
соединены с полостью слива демпфирующими отверстиями ма-
лого диаметра.
Все стыки неподвижных деталей уплотнены резиновыми коль-
цами круглого сечения. Вал 30 сошки уплотнен резиновым саль-
ником 33, имеющим упорное кольцо, предотвращающее его вы-
ворачивание под давлением. Аналогично уплотнен и винт 7
в верхней крышке 20. Поршень-рейка снабжена двумя чугунны-
ми упругими разрезными кольцами 11.
Винт 7 уплотняется чугунными упругими разрезными коль-
цами 6 в промежуточной крышке 12 и в поршне-рейке 5. Кана-
лы в винте 7 соединяют полость в поршне-рейке с полостью
слива. Благодаря этому давление масла не создает осевой силы
на винте рулевого механизма, которая вызывала бы увеличен-
ный момент сопротивления при повороте управляемых колес на-
право.
187
188
61. Краткая характеристика основных деталей рулевого механизма
Деталь	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чисто- та по- верхно- сти
Вал сошки	Сталь 20Х2Н4Л, ГОСТ 4543- 71; цементация на глубину 1 1,4 мм с закалкой до твердости HRC 56—62; твердость сердцевины HRC 30-45	Диаметр шеек ЗвД’озо	V75
Втулка картера	Бронза Бр.ОЦС 4-4-2,5, мягкая лента	Диаметр отверстия 38+0,027	V6
Картер	Ковкий чугун 1\Ч 35-10, ГОСТ 1215 -59	Диаметр отверстия под боковую крышку 62+°-03 Диаметр отверстия под втулку картера 41+°'°5 Диаметр цилиндра 9О+0'035	V6 V6 V8
Боковая крышка	Алюминиевый сплав АЛ4 ГОСТ 2685 -63; отливка в кокиль	Диаметр центрирующего выступа 62_0 03 Диаметр отверстия Зв'4'’027	V6
Промежуточная кры- шка	То же; в крышку залита втулка из стали 45, ГОСТ 1050 -60, под уплот- нение винта	Диаметр центрирующего выступа 9О__о 035 Диаметр отверстия под уплотнения винта 3q+0,03 3 Диаметр отверстия, центрирующего корпус кла- пана, 12б+0’063	V5 V7 V5
Деталь	Материал, термообработка и твердость
Поршень-рейка	Сталь 18ХГТ (0,16-0,21% С), ГОСТ 4543—71; цементация на глу- бину 1—1,4 мм с закалкой до твер- дости HRC 56 —62; твердость серд- цевины HRC 30—40
Шариковая гайка	Сталь 25ХГТ, ГОСТ 4543—71; це- ментация на глубину 1—1,4 мм с за- калкой до твердости HRC 58—62; твердость сердцевины HRC 28—45
Винт	Сталь 25ХГТ, ГОСТ 4543-71; це- ментация на глубину 1—1,4 мм с за- калкой до твердости HRC 56 62; твердость сердцевины HRC 28—45
Поршневое кольцо пор- шня-рейки	Специальный легированный чугун (0,25-0,35% Сг, 0,25-0,50% Си, 0,1— 0,2% Ti), НВ 98 — 106: индивидуаль- ная отливка
189
Продолжение табл. 61
Основные параметры в мм	Чисто- та по- верхно- сти
Наружный диаметр 9О~о’о75 Диаметр отверстия под шариковую гайку fir+(J,008 Do—0,023 Ширина канавкийпод кольца ^q’q® Поверхность зубьев рейки Диаметр отверстия под уплотнение винта 20-[-о ,озз	V7 V6 V7 V6 V7
Наружный диаметр 65_э 03 Размер, характеризующий средний диаметр вин- товой поверхности, 22,556 0 048 Шаг винтовой поверхности 18,8^0,005	V7 V9
Размер, характеризующий средний диаметр вин- товой поверхности, 36,844 0 048 Ширина канавки под уплотнительное кольцо 2,45+°’04 Диаметр шеек под уплотнительные кольца on—0 ,250 0,285	V9 V6 V7
Высота1 2_0 02 Толщина 4_0 2	V8 V6
190
Продолжение табл. 61
Деталь	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чисто- та по- верхно- сти
Уплотнительное коль- цо винта	То же	Высота 2,42 0 02 Толщина 1,4_0 12	+8 V6
Корпус клапана управ- ления	Серый чугун СЧ 24-44 (0,25— 0,40% Сг, 0,10—0,25% N1), ГОСТ 1412—70, НВ 170—241	Диаметр центрирующего выступа 126Zo’io6 Диаметр отверстия под золотник2 38+° •024 Диаметр отверстий под реактивные плунжеры ц+о.оз Длина 48_0 025 Диаметр выступа, центрирующего верхнюю кры- шку, 104=°; «Зв	V5 \79 V8 V7 2'5
Золотник клапана	Сталь 15Х, ГОСТ 4541—71; нитро- цементация на глубину 0,5—0,7 мм с закалкой до твердости HRC 56—62	Наружный диаметр2 38+°’о} о Длина 48_0>025	V10 V7
Реактивный плунжер	Сталь 15Х, ГОСТ 4541—71; цемен- тация на глубину 1 — 1,4 мм с закал- кой до твердости HRC 56—62	Наружный диаметр Н^о’ооб	V9
Верхняя крышка	Алюминиевый сплав АЛ4, ГОСТ 2685—63; отливка в кокиль	Диаметр центрирующего отверстия 104+°,054	2'5
1 В канавку поршня-рейки устанавливаются два кольца.
2 Детали по указанному размеру сортируют на группы.
Характеристика работы гидроусилителя приведена на рис. 77,
а основных деталей рулевого механизма — в табл. 61.
Крутящий момент на валу сошки
Рис. 77. Характеристика гидроусилителя ЗИЛ-130:
•——— — поворот направо; — — — — — поворот
налево; 1 — крутящий момент на рулевом колесе: 2 — дав-
ление в гидроусилителе
Карданный вал и рулевая колонка
Первоначально карданный вал (рис. 78, а) рулевого управ-
ления имел два шарнира с бронзо-графитовыми втулками 2, ко-
торые удерживались в вилках 1, 8 и 12 закаленными крышками
1 2 з « 5 6 7 s 9 1011 12
Рис. 78. Карданный вал рулевого управления автомобиля ЗИЛ-130:
а — со втулками; б — с игольчатыми подшипниками; 1 — вилка; 2 —
втулка крестовины; 3 — стопорное кольцо; 4 — пресс-масленка; 5 — крышка
втулки крестовины; 6 — уплотнительное кольцо; 7 — крестовина; 8 — вилка
шлицевого стержня; 9 — резиновое кольцо; 10 ~ войлочное кольцо; 11 — гай-
ка крепления уплотнения; 12 — вилка со шлицевой втулкой; 13 ~ замочная
шайба; 14 — игольчатый подшипник
191
5 и стопорными кольцами 3 В качестве уплотнения шарниров
использовались резиновые кольца 6. Смазка шарниров произво-
дилась через пресс-масленку 4.
Опыт эксплуатации показал, что желательно увеличить дол-
говечность этих шарниров, поэтому с 1969 г. карданные валы
снабжаются шарнирами, имеющими обычные игольчатые под-
шипники 14 (рис. 78, б), запирающиеся подковообразными за-
мочными шайбами 13. Шарниры заполняются на заводе посто-
янным запасом смазки 158 (МРТУ 12Н 139—64).
Втулка шлицевого соединения карданных валов обоих вари-
антов подвергается улучшению, а стержень — закалке при на-
греве т. в. ч. Последний еще фосфатируется, и покрытие пропи-
тывается дисульфидом молибдена. Вилки карданного вала
клиньями крепятся к винту рулевого механизма и валу рулевой
колонки.
Рулевая колонка (рис. 79) жестко крепится нижней частью
к полу кабины, а верхней — к переднему щиту.
Вал 7 вращается в шарикоподшипниках 4 и 8 со штампован-
ными кольцами. Осевой зазор в шарикоподшипниках регулиру-
ют гайкой 1, которая стопорится шайбой 2.
192
Насос гидроусилителя
Насос гидроусилителя с бачком (рис. 80) установлен на дви-
гателе и приводится в действие клиновидным ремнем от шкива
на переднем конце коленчатого вала. Шкив 3 насоса крепится на
А-А
Рис. 80. Насос гидроусилите-
ля рулевого управления ав-
томобиля ЗИЛ-130;
а и б — калиброванные от-
верстия соответственно крыш-
ки и перепускного клапана;
7 — уплотнительные кольца;
2 — конусная втулка; 3 —-
шкив; 4 — корпус насоса;
5 — передний подшипник; 6 —
сальник; 7 — вал насоса; 8 —
задний подшипник; 9 — ста-
тор; 10 — ротор; 11 — распре-
делительный диск; 12 — крыш-
ка иасоса; 13 — перепускной
клапан иасоса; 14 — регули-
ровочные прокладки; 15 — сед-
ло предохранительного клапа-
на; 16 — предохранительный клапан; 11 — коллектор; 18 — бачок; /9 — заливочный фильтр;
20 — сапун; 21 — крышка бачка; 22 — лопасть; 23 — сетчатый фильтр; 24 — перепускной
клапай фильтра
валу 7 разрезной конусной втулкой 2, шпонкой и гайкой. Ротор
10 насоса, свободно сидящий на шлицах вала 7, имеет десять
пазов, в которых перемещаются лопасти 22.
Рабочая поверхность статора 9, прикрепленного к корпусу 4
насоса, имеет овальную форму, которая обеспечивает два цикла
всасывания и нагнетания за один оборот вала. Распределитель-
13 Зак. 1071	193
ный диск 11, расположенный в полости крышки 12 насоса, при-
жимается к статору пружиной перепускного клапана 13 и дав-
лением масла, которое поступает в полость крышки из зон нагне-
тания через два окна в диске. В зоны всасывания масло подается
с обеих сторон ротора через два окна в торце корпуса, а также
через два углубления в распределительном диске, соединенные
с окнами при помощи шести сквозных отверстий в статоре.
Корпус и распределительный диск отлиты из высококачест-
венного серого чугуна, содержащего 0,25—0,40% Сг и 0,10—
0,25% Ni, и имеют твердость НВ 201—241. Микроструктура это-
го чугуна представляет собой пластинчатый перлит с равномер-
но распределенными средними и мелкими пластинами графита
500	1000	1500	2000	2500 об/мин
Частота вращения вала насоса
Рис. 81. Характеристика насоса гидроусилителя:
1 — подача при давлении 55 кгс/см2; 2 — подача при
давлении 5 кгс/см2
прямой или завихренной формы. Содержание феррита не бо-
лее 5%.
Пазы ротора соединены под лопастями через соответствую-
щие каналы и отверстия с полостью крышки 12 насоса. Благо-
даря этому давление масла на лопасти, прижимаемые к статору
центробежной силой, действует в том же направлении, что и эта
сила. С указанной полостью сообщается также разгрузочная ка-
навка на торце корпуса, предотвращающая его задир при рабо-
те в тяжелых условиях. Из полости крышки 12 масло поступает
в систему гидроусилителя через калиброванное отверстие а.
Перепускной клапан 13, ограничивающий количество масла,
поступающего в систему, открывается благодаря разности дав-
лений до и после калиброванного отверстия а, равной приблизи-
тельно 1,5 кгс/см2. Эта разность давлений возникает при часто-
те вращения вала насоса около 750 об/мин, что соответствует
подаче насоса около 12 л/мин.
В перепускном клапане 13 помещен шариковый предохрани-
тельный клапан 16, который открывается при давлении 65—
70 кгс/см2 и соединяет с полостью слива полость под перепуск-
ным клапаном. При этом последний также открывается, посколь-
194
62. Краткая характеристика основных деталей насоса гидроусилителя
Деталь	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чисто- та по- верхно- сти
Корпус насоса	Серый чугун СЧ 24—44, ГОСТ 1412—70; НВ 201-241	Диаметр отверстия под шариковый под- шипник 52+g’gj Неплоскостность торцовой поверхности не более 0,01, выпуклость недопустима Диаметр отверстия под игольчатый под- inimuur 99+0,008 ШИПНИК ZZ__q 017	V6 V8 V6
Вал насоса	Сталь ЗОХГТ, ГОСТ 4543—71; нитроце- ментация на глубину 0 8—1,2 мм с закал- кой до твердости HRC 60—65 (шлицы и шейка под игольчатый подшипник) и HRC56 (шейка под салышк)	Диаметр шейки под шарикоподшипник 9(1+° ,017 0,002 Диаметр шейки под игольчатый подшип- ник 12_0 012 1,212 Толщина выступа шлицов	V7 V8 V6
Ротор	Сталь 20ХГНТР, ГОСТ 4543—71, нитро- цементация иа глубину 0,4—0,6 мм с за- калкой до твердости HRC 58—62; химиче- ское сульфидирование	Ширина ротора1 22_0 02 ттт	’	1.317 Ширина впадины шлицов Ширина паза для лопасти 2^0’oog	V9 V6 V9
195
196
П родолжение табл. 62
Деталь	Материал, термообработка и твердость	Основные параметры в мм	Чисто- та по- верхно- сти
Статор	Сталь ШХ15, ГОСТ 801—60, закалка до твердости HRC 60—64	Ширина статора1 22+°’°оз	V9
Лопасть	Сталь Р18, ГОСТ 5952—51, закалка до твердости HRC 62—66	Ширина1 222° ;о24 Толщина 2Zq’q°9	V9 V10
Крышка	Серый чугун СЧ 24-44, ГОСТ 1412—70, НВ 170—241	Диаметр отверстия под клапан1 2O2~q’°o£	V9
Золотник клапана	Сталь 45, ГОСТ 1050—60; поверхностная закалка на глубину 0,6—2,5 мм с нагревом т. в. ч.; твердость HRC 56—62	Наружный диаметр1 20+q’q23	V10
1 Детали по указанному размеру сортируют на группы.
ку расход масла через шариковый клапан ограничен калибро-
ванным отверстием б.
Масло, которое выходит через перепускной клапан, для
уменьшения кавитации принудительно подается обратно во
внутреннюю полость корпуса насоса при помощи коллектора 17,
создающего в этой полости повышенное давление.
Бачок 18 насоса герметизирован. В крышке бачка установ-
лен сапун 20, который соединяет с атмосферой внутреннюю по-
лость бачка при повышении давления в ней более 0,12—
0,24 кгс/см2. Масло, возвращающееся в бачок, проходит через
сетчатый фильтр 23. В случае засорения его масло может посту-
пать в бачок через клапан 24 фильтра. Кроме того, в бачке уста-
новлен заливочный фильтр 19.
Характеристика насоса показана на рис. 81, а в табл. 62 при-
ведены некоторые данные по его основным деталям.
Трубопроводы и радиатор гидроусилителя
Насос соединяется с рулевым механизмом шлангами, изго-
товленными из маслостойкой резины. Шланг низкого давления,
имеющий одну внутреннюю оплетку, крепится хомутиками. Он
Рис. 82. Рулевое управление автомобиля ЗИЛ-130 с радиатором
и измененной трассой шланга высокого давления:
1 — радиатор; 2 — насос гидроусилителя; 3 — рулевой механизм; 4 —
трубопровод высокого давления; 5 — шланг высокого давления; 6 и 7 —
шланги низкого давления
197
не должен разрываться при давлении 45 кгс/см2. Шланг высокого
давления имеет две внутренние оплетки. Его концы заделаны
в наконечники, заканчивающиеся трубками с двойной разваль-
цовкой; штуцера прижимают трубки к латунным коническим
седлам, которые запрессованы в соответствующие детали. На-
конечники обжаты при помощи восьми одновременно сходящихся
кулачков. Трубки наконечников шланга высокого давления изог-
нуты таким образом, чтобы обеспечить доступ к расположенным
сзади деталям двигателя. Шланги в сборе с наконечниками
проверяют под давлением 140 кгс/см2. До 1969 г. на шланг вы-
сокого давления надевался чехол из резиновой трубки, крепив-
шийся к наконечнику шланга у насоса и выходивший из мотор-
ного отсека (рис. 74). Чехол предотвращал попадание масла на
горячий выпускной трубопровод двигателя в случае внезапного
разрыва шланга. В 1969 г. была изменена трасса шланга высо-
кого давления. При этом он был удален от выпускного трубо-
провода двигателя, радиус его изгиба увеличен. Это мероприя-
тие повысило срок службы шланга и позволило отменить чехол.
На автомобили ЗИЛ-130, предназначенные для работы в рай-
онах с тропическим климатом, устанавливается трубчатый ради-
атор (рис. 82), чтобы температура масла в бачке насоса не пре-
вышала 120°С.
ТРЕБОВАНИЯ К СБОРКЕ, РЕГУЛИРОВКЕ
И КОНТРОЛЮ УЗЛОВ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
Рулевой механизм
Шариковая гайка 8 (см. рис. 76) и винт 7 рулевого механиз-
ма собираются с предварительным натягом, что способствует
удлинению срока службы винтовой пары. Момент, необходимый
для проворачивания гайки, находящейся в средней части винта,
должен быть равен 3—8 кгс-см.
Предварительный натяг создается подбором шариков необхо-
димого диаметра в соответствии со средними диаметрами винто-
вых канавок гайки и винта. Для облегчения подбора шариков
винты и гайки предварительно сортируют по среднему диамет-
ру винтовой канавки на двенадцать групп через 4 мкм. Шарики
сортируют по диаметру на семь групп также через 4 мкм. Раз-
норазмерность шариков в пределах группы каждой партии по-
ставки допускается не более 2 мкм, что необходимо для равно-
мерного распределения нагрузки между шариками.
В связи с тем что гайки, винты и шарики сортируются на
группы, поля допусков на средние диаметры винтовых канавок
могут быть расширены при условии выдерживания их цилинд-
ричности в пределах 0,005 мм.
Необходимая зона контакта шариков с винтовыми канавка-
ми обеспечивается профилем канавки, обусловленным соответ-
198
ствующими угловыми допусками. Отклонения от этих допусков
приводят к недопустимой разнице моментов, необходимых для
поворота гайки вправо и влево. Правильность подбора шариков
дополнительно проверяют на собранном рулевом механизме.
Момент, требуемый для вращения винта при среднем поло-
жении гайки и при наличии гарантированного зазора в зуб-
чатом зацеплении сектора и рейки, должен быть равен 20—
40 кгс-см.
Упорные шарикоподшипники 13 регулируют с предваритель-
ным натягом. Момент, необходимый для проворачивания корпу-
са 17 клапана управления относительно винта, должен быть ра-
вен 6—8,5 кгс-см. Предварительный натяг создается соответст-
вующей затяжкой регулировочной гайки 19. Предварительный
натяг был увеличен в процессе доводки рулевого механизма до
указанного значения, так как при испытаниях выяснилось, что
при меньшем моменте коническая пружинная шайба 18, распо-
ложенная между кольцом шарикоподшипника и регулировочной
гайкой, во время работы может прогибаться более чем на
0,05 мм. Золотник может соответственно перемещаться в осевом
направлении относительно винта, а это приводит к тому, что ав-
томобиль недостаточно точно держит дорогу. Правильность ре-
гулировки упорных шарикоподшипников дополнительно прове-
ряют на собранном рулевом механизме.
После поворота винта рулевого управления более чем на
2 оборота в любую сторону от среднего положения момент его
вращения должен быть равен 15—25 кгс-см.
Осевое перемещение регулировочного винта 29 относительно
вала сошки должно быть равно 0,02—0,08 мм. Чрезмерно боль-
шой зазор может привести к заклиниванию зубчатого зацепле-
ния. Зазор регулируют, подбирая регулировочные шайбы 26
соответствующей толщины.
При повороте винта рулевого механизма до упора в любую
сторону и возникающем при этом осевом перемещении винта
центрирующие пружины должны обеспечивать его четкий воз-
врат в среднее положение. Осевое перемещение винта при по-
вороте должно быть равно 1—1,2 мм в каждую сторону.
Необходимость указанной проверки вызывается следующим.
Винт рулевого механизма центрируется в шариковой гайке и
проходит через отверстия в поршне-рейке, промежуточной
крышке и в игольчатом подшипнике верхней крышки. Учитывая
реально выполнимые допуски на радиальное и торцовое биение
деталей, определяющих расположение этих отверстий, а также
ограниченность зазоров, с которыми винт установлен в деталях,
между ними возможны контакты, вызывающие деформацию
винта и увеличенное трение при его осевом перемещении.
Отсутствие четкого возврата винта в среднее положение под
действием центрирующих пружин указывает на недопустимую
деформацию винта.
199
Зубчатое зацепление рейки и сектора регулируют с некото-
рым предварительным натягом в среднем положении, что обес-
печивает длительную работу рулевого механизма без повторной
регулировки. Момент, необходимый для вращения винта после
регулировки зацепления, должен быть на 10—15 кгс-см больше
момента, замеренного при наличии в зацеплении гарантирован-
ного зазора, но не должен превышать 50 кгс-см. Регулировка
зацепления достигается вращением регулировочного винта 29.
Правильность работы рулевого механизма проверяют при
подводе к нему масла от насоса ЗИЛ-130. При этом должно быть
обеспечено следующее:
—	плавное, без заеданий вращение винта в любую сторону
(проверяют при моменте сопротивления вращению вала сошки 0
и 130 кгс-м);
—	при нейтральном положении клапана управления гидро-
усилителя давление в подводящей сети не более 3 кгс/см2;
—	при повороте винта рулевого управления до упора в лю-
бую сторону давление в подводящей сети не менее 60 кгс/см2;
после прекращения действия на винт силы давление должно
быстро падать до величины, замеренной при нейтральном поло-
жении клапана;
—	при сопротивлении на вале сошки 130 кгс-м момент на
винте рулевого управления не более 175 кгс-см;
—	поворот вала сошки от одного крайнего положения до дру-
гого под действием момента не более 12 кгс-м;
—	при повороте винта рулевого управления до упора в лю-
бую сторону утечка через выходное отверстие клапана 15 уп-
равления гидроусилителя не более установленной вели-
чины.
Эти проверки характеризуют механический к. п. д. механиз-
ма при передаче усилия как от водителя, так и в обратном на-
правлении, а также объемный к. п. д. рулевого механизма, кото-
рый является одним из параметров, определяющих долговеч-
ность насоса гидроусилителя.
В основном утечки внутри рулевого механизма происходят
через детали клапана управления гидроусилителя, уплотнения
винта и установочные вины 41 шариковой гайки (см. рис. 76).
Минимальные внутренние утечки в клапане управления обеспе-
чиваются подбором его деталей.
Золотник (по наружному диаметру) и корпус клапана (по
диаметру отверстия) сортируют на группы через 4 мкм. Это
позволяет расширить допуски при условии соблюдения цилинд-
ричности поверхностей в пределах 2 мкм. Имеется по шесть
групп корпусов клапана и золотников. Как показали испытания,
зазор менее 4 мкм в этом соединении может привести к закли-
ниванию золотника при нагреве масла в системе выше 100° С.
Зазор менее 4 мкм недопустим. Селективный подбор обеспечи-
вает зазор в пределах 6—14 мкм.
200
Реактивные плунжеры подбирают к отверстиям в корпусе
клапана без предварительной сортировки с обеспечением их сво-
бодного перемещения при возможно меньшем зазоре. Суммар-
ные утечки через клапан управления проверяют после его сборки.
В то время как утечки масла через невращающиеся порш-
невые кольца поршня-рейки малы, утечки через разрезные коль-
ца винта достигают значи-
тельной величины. Они за-
висят прежде всего от зазо-
ра между отверстием и шей-
кой винта. Для уменьшения
трения в механизме необхо-
димо было увеличить ука-
занный зазор, в результате
чего утечки через разрезные
кольца составляют более
40% общих внутренних уте-
чек. Для обнаружения на-
ружных утечек рулевой ме-
ханизм проверяют при дав-
лении 80 кгс/см2.
В дополнение к табл. 61
и 62 можно привести еще
следующие данные. Осевые
зазоры между кромками
проточек золотника и клапа-
на управления равны 0,265—
0,380 мм, при этом линейные
размеры до кромок прото-
чек, заданные в каждой де-
тали от одной базы, выпол-
няются с допуском ±0,035
мм у корпуса и 0,035—
0,045 мм у золотника. Для
более точного выдерживания
Рис. 83. Характеристика чувствительно-
сти гидроусилителя
осевых зазоров золотник ус-
танавливают в корпус клапана всегда определенной стороной.
Характеристика чувствительности гидроусилителя при принятых
осевых зазорах, представляющая собой зависимость между уг-
лом поворота рулевого колеса и нарастанием давления, приве-
дена на рис. 83. Как показали испытания, управление автомоби-
лем при таком гидроусилителе не вызывает затруднений.
При зацеплении без зазора зубчатого сектора вала сошки
с мерительной рейкой отклонение межцентрового расстояния
должно быть в пределах ±0,15 мм, а колебание межцентрового
расстояния при повороте детали на 72° — не более 0,08 мм.
Расстояние от оси поршня-рейки до образующей ролика, ле-
жащего в средней впадине между зубьями рейки, может коле-
201
баться в пределах +0,1 мм. Это же расстояние для остальных
впадин должно быть меньше на 0,22—0,36 мм.
Все литые детали рулевого механизма и насоса гидроусили-
теля из стали, серого и ковкого чугуна, имеющие полости, в ко-
торых находится масло, или сами находящиеся в нем, подверга-
ются электрохимической очистке для растворения и удаления
пригоревшей земли.
Насос гидроусилителя
Для получения требуемой подачи насоса при сборке его дета-
ли необходимо подбирать так, чтобы зазоры в соединениях бы-
ли минимально допустимыми. Однако чрезмерно малые зазоры
между торцами ротора, лопастей и плоскостями корпуса и рас-
пределительного диска приводят к задирам и быстрому износу.
Опытным путем был подобран оптимальный зазор 0,013—
0,021 мм для ротора и 0,017—0,025 мм для лопастей. Для этого
ротор, статор и лопасти разбивают на пять размерных групп
через 4 мкм. Непараллельность их торцов не должна превышать
4 мкм, неплоскостность рабочих поверхностей корпуса и диска
5 мкм.
Кроме того, для уменьшения внутренних утечек необходим
подбор перепускного клапана к отверстию в крышке насоса.
Опытным путем был подобран оптимальный зазор 0,013—
0,023 мм, при котором еще не происходит «зависания» клапана,
а утечки минимальны. Клапаны и отверстия разбивают на пять
размерных групп через 5 мкм. Нецилиндричность отверстий
должна быть не более 3 мкм, а клапанов — не более 2 мкм.
У насоса гидроусилителя проверяют следующие параметры:
— давление, развиваемое насосом при перекрытом выходном
отверстии (должно быть равно 65—70 кгс/см2); эта проверка ве-
дется при частоте вращения вала насоса 600 об/мин и ха-
рактеризует правильную регулировку предохранительного кла-
пана;
—	подачу насоса при частоте вращения его вала 600 об/мин
и давлении 55 кгс/см2 (не менее 9,5 л/мин); эта проверка харак-
теризует как подачу, так и объемный к. п. д. насоса при частоте
вращения его вала, соответствующей холостому ходу двигателя;
—	подачу насоса при частоте вращения его вала 2000 об/мин
и давлении 55 кгс/см2 (не более 16,5 л/мин); эта проверка харак-
теризует правильную работу перепускного клапана, ограничи-
вающего подачу масла в систему; она обеспечивается без каких-
либо регулировок при правильном изготовлении пружины и ка-
либрованного отверстия в крышке насоса.
Перед проверкой насосы подвергают обкатке при следующем
режиме: работа в течение 3 мин при давлении 5 кгс/см2 и часто-
те вращения 600 об/мин; в течение 3 мин соответственно при
10 кгс/см2 и 1200 об/мин; в течение 5 мин соответственно при
202
20 кгс/см2 и 2000 об/мин и в течение 3 мин соответственно при
30 кгс/см2 и 2666 об/мин.
Насосы, прошедшие обкатку при этом режиме, на автомобиле
могут работать с полной нагрузкой сразу после его выпуска
с завода.
РАСЧЕТ УЗЛОВ РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
Узлы рулевого управления автомобиля ЗИЛ-130 рассчиты-
вали по методике, рекомендованной НАМИ.
Ниже приведены некоторые результаты расчетов, произве-
денных для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555, имеющего большую на-
грузку на переднюю ось, чем автомобиль ЗИЛ-130 с грузом
весом 5000 кгс. Нагрузка на переднюю ось принималась равной
2840 кгс.
Момент сопротивления повороту колес на месте по формуле
В. Е. Гуха
где р — коэффициент трения шины о дорогу;
Gai — нагрузка на переднюю ось в кгс;
рш — давление в шинах в кгс/см2.
При коэффициенте трения р = 0,85 момент сопротивления
Мр = 230 кгс • м. При этом момент на валу сошки равен
211 кгс-м. Указанная расчетная величина соответствует действи-
тельному моменту, замеренному методом тензометрирования на
автомобиле и составляющему 200—260 кгс • м.
Наиболее напряженным элементом рулевого механизма яв-
ляется шлицевая часть вала сошки. Напряжение в ней при кру-
тящем моменте на валу 260 кгс-м т = 3000 кгс/см2, что обеспе-
чивает запас прочности по пределу текучести 2,75.
Центрирующие пружины создают на валу сошки момент,
равный 7—9 кгс-м, который составляет 3,5—4% максимального
расчетного момента на валу сошки и обеспечивает вполне удов-
летворительную стабилизацию управляемых колес, а также воз-
врат рулевого колеса в нейтральное положение при угле наклона
шкворня в продольном направлении 2° 30'.
Момент на рулевом колесе, при котором включается гидро-
усилитель, зависит от силы центрирующих пружин и составляет
около 0,5 кгс-м, что соответствует усилию 2,3 кгс на ободе руле-
вого колеса. Этот же момент при максимальном расчетном мо-
менте сопротивления повороту колес приблизительно равен
1,9 кгс • м (усилие на ободе 8,6 кгс). В действительности указан-
ные величины несколько больше расчетных вследствие наличия
указанных выше предварительных натягов в рулевом механизме.
Несмотря на это максимальное усилие на ободе рулевого колеса
203
автомобиля ЗИЛ-130 значительно ниже не только усилия боль-
шинства грузовых автомобилей, но и многих легковых машин.
«Чувство дороги» для данного гидроусилителя может характе-
ризоваться коэффициентом
Д' _ Мтах
”” Мо ’
где Л4тах — момент на рулевом колесе при максимальном расчет-
ном моменте сопротивления повороту колес;
Мо — момент на рулевом колесе, соответствующий вклю-
чению гидроусилителя.
Для автомобиля ЗИЛ-130 коэффициент К = 3,8, что характе-
ризует хорошее «чувство дороги».
Максимальное рабочее давление в полости цилиндра гидро-
усилителя при повороте автомобиля на месте равно 60 кгс/см2.
Удельная работоспособность гидроусилителя
.	I2рРтах
где — рабочий объем гидроусилителя;
Ртах- -максимальное давление, развиваемое насосом.
Для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555 при ртах = 65 кгс/см2 удель-
ная работоспособность гидроусилителя равна 120 кгс-м/тс.
При достаточной подаче насоса гидроусилителя частота вра-
щения рулевого колеса такова, что насос успевает заполнить ра-
бочую полость цилиндра гидроусилителя. У автомобиля ЗИЛ-130
эта частота вращения равна не менее 1,31 об/с в одну сторону и
1,68 об/с в другую при минимальной частоте вращения холосто-
го хода двигателя.
Как показали исследования, удовлетворительная работа ру-
левого управления сохраняется при подаче насоса, равной менее
50% подачи нового насоса по ТУ.
ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
В то время, когда завод начинал работу по созданию автомо-
биля ЗИЛ-130, не было массового производства грузовых авто-
мобилей с гидроусилителем, объединенным с рулевым механиз-
мом. Вследствие этого, а также учитывая, что узлы рулевого
управления имеют большое значение для безопасности движе-
ния, особое внимание было обращено на их испытание и доводку.
Часть исследовательских работ проводилась заводом совместно
с НАМИ.
Основные испытания предусматривали: проверку работоспо-
собности и необходимую доводку в стационарной лаборатории;
лабораторно-дорожные испытания на автомобилях ЗИЛ-130;
проверку работы узлов рулевого управления в разнообразных
эксплуатационных условиях в автохозяйствах на автомобилях
204
ЗИЛ-130, ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 с получением отзывов водителей и
технического персонала автохозяйств; стендовые износные испы-
тания узлов рулевого управления; проверку нагруженности уз-
лов и деталей рулевого управления и стендовые испытания их
на прочность.
Лабораторно-дорожные испытания
на автомобилях
После установки рулевых механизмов с гидроусилителем на
автомобили был выявлен ряд дефектов. В частности, было обна-
ружено виляние передних колес при движении автомобиля
с большой скоростью по прямой и недостаточно четкая стабили-
зация колес. НАМИ совместно с заводом провел исследования
причин этих дефектов, определил силы, действующие в рулевом
управлении автомобиля ЗИЛ-130, и дал рекомендации по устра-
нению дефектов. Результаты испытаний показали следующее:
при правильной установке шкворней передних колес виляние
последних не превышает нормы; гидроусилитель обеспечивает
требуемое усилие для управления автомобилем, и устойчивость
его при движении в заданном направлении одинакова как с уси-
лителем, так и без него; при наличии гидроусилителя толчки от
дороги не передаются на рулевое колесо.
Для улучшения стабилизации передних колес была увеличе-
на жесткость центрирующих пружин рулевого механизма.
В дальнейшем было выявлено, что в некоторых случаях авто-
мобиль недостаточно хорошо держит дорогу. Этот дефект был
устранен увеличением момента затяжки регулировочной гайки
упорных шарикоподшипников рулевого механизма. При этом
была устранена возможность незначительного осевого переме-
щения золотника клапана управления относительно винта.
Проверка в эксплуатации
Подготовленные рулевые механизмы и насосы рулевого уп-
равления ЗИЛ-130 были установлены на автомобили ЗИЛ-164
и самосвалы ЗИЛ-ММЗ-585 в автохозяйствах Крыма, Таджики-
стана, Якутии, Рязанской области, а также Москвы. Привод от
рулевого механизма к поворотному кулаку осуществлялся двумя
продольными рулевыми тягами через маятниковый рычаг.
Автомобили были переданы автохозяйствам, где их эксплуа-
тация и техническое обслуживание производились водителями
этой организации. Значительная часть автомобилей имела про-
беги около 100 тыс. км.
В отзывах водителей и технических руководителей автохо-
зяйств были отмечены: значительно меньшая утомляемость во-
дителей, лучшая маневренность автомобиля, повышение средней
технической скорости, особенно на горных дорогах, отсутствие
205
затруднений при управлении автомобилем и его обслуживании,
а также более легкое преодоление труднопроходимых мест и
повышение производительности труда. Автомобиль хорошо дер-
жал дорогу, имел удовлетворительный возврат управляемых ко-
лес после поворота в положение, соответствующее прямолиней-
ному движению; поворот автомобиля происходил плавно. Отзы-
вы подтверждали целесообразность применения гидроусилителя
рулевого управления.
В данном случае на оценку рулевого управления было ис-
ключено влияние улучшенной подвески, удобства посадки води-
теля, уменьшенного числа переключений коробки передач и дру-
гих мероприятий, реализованных в конструкции автомобиля
ЗИЛ-130, поэтому целесообразность установки гидроусилителя
на грузовых автомобилях средней грузоподъемности была оче-
видна.
Стендовые испытания
Испытания рулевого механизма производились на стенде,
который имитировал условия работы на автомобиле. С этой
целью сила прикладывалась к шаровому пальцу сошки и величи-
ну ее можно было регулировать. Первоначально нагрузка на
валу сошки была равна 70 кгс-м (в среднем положении сошки),
что соответствовало нагрузке, принятой при испытаниях рулево-
го управления без усилителя автомобиля ЗИЛ-164 по методике
Кутаисского автомобильного завода. Давление в системе гидро-
усилителя при этом составляло около 25 кгс/см2. Эта нагрузка
соответствовала средним условиям работы механизма, но даже
при длительных испытаниях существенных износов деталей по-
лучить не удалось. В дальнейшем испытания проводились при
нагрузке 100 и 130 кгс-м.
В результате стендовых испытаний на износ, проводившихся
в объеме до 160 000 циклов, было выявлено, что износостойкость
деталей рулевого управления ЗИЛ-130 значительно превышает
износостойкость рулевого управления без усилителя автомобиля
ЗИЛ-164.
Как показало сравнение величины и характера износа дета-
лей при крутящем моменте 100 кгс-м на сошке, каждые 100 тыс.
циклов работы рулевого механизма на стенде соответствовали
100 тыс. км пробега автомобиля ЗИЛ-130 в средних дорожных
условиях.
При испытаниях на стенде было установлено следующее:
1.	Необходимость замены материала втулок картера рулево-
го механизма на бронзу Бр. ОЦС 4-4-2,5 вместо томпака Л О 90-1
для повышения срока службы втулок и сальника вала сошки.
2.	Возможность укорочения шариковой гайки. Износ винто-
вой пары как с 2,5 витками, так и с 1,5 витками был практичес-
ки одинаков. Уменьшение числа рабочих витков гайки значи-
206
тельно упростило шлифование канавки детали и уменьшило
массу рулевого механизма.
3.	Необходимость повышения износостойкости узла регули-
ровочный винт — вал сошки. В результате увеличения твердости
и введения фосфатирования регулировочных шайб были устра-
нены задиры на них и на регулировочном винте и износостой-
кость узла была доведена до требуемой величины.
В начальной стадии стендовых испытаний насоса гидроусили-
теля на износ было установлено, что при постоянном давлении
износа деталей практически не наблюдается. В связи с этим
в дальнейшем испытания велись при пульсирующем давлении.
Обычные испытания на износ производились при частоте
вращения вала насоса 3000 об/мин и температуре масла в бачке
насоса 115—125° С. Давление резко менялось с 20 до 70 кгс/см2
и, наоборот, с частотой 125 циклов в минуту. Как показало
сравнение величин и характера износа деталей насоса на этом
режиме, каждые 100 ч работы на стенде соответствовали
100 тыс. км пробега автомобиля ЗИЛ-130 в средних дорожных
условиях.
При форсированных испытаниях частота пульсаций давления
уменьшалась до одного цикла в минуту с сохранением осталь-
ных параметров режима, который соответствовал повороту ав-
томобиля при движении по глубокой колее на понижающей пе-
редаче и приводил к резкому повышению температуры трущихся
деталей.
Испытания подшипников на долговечность, кроме износного
режима, велись также при максимальной частоте вращения ва-
ла насоса (4500 об/мин) и пульсирующем давлении от 10 до
30 кгс/см2.
При доводочных работах, обеспечивших необходимую надеж-
ность насоса, было сделано следующее.
1.	Подобраны оптимальные осевые зазоры между торцами
деталей насоса и подтверждена целесообразность противозадир-
ного химического сульфидирования ротора. Выявлено влияние
притупления кромок лопастей радиусом 0,07—0,12 мм на устра-
нение задиров. В производстве притупление кромок осуществ-
ляется с помощью виброгалтовки. Подтверждена правильность
выбора ряда допусков и посадок и, в частности, свободной по-
садки ротора на шлицы, а также возможность некоторого рас-
ширения допуска на перпендикулярность образующей статора,
что позволило ввести хонингование и устранить задиры вследст-
вие прижогов при шлифовании.
2.	Отработана конструкция разгрузочной канавки на торце
корпуса насоса. В результате внедрения ее долговочность насоса
возросла в среднем с 40 до 150 тыс. км и более. Установлена
недопустимость работы насоса при температуре масла выше
120° С, которая может возникать на автомобилях при большой
частоте вращения коленчатого вала и одновременно высоком
207
давлении в системе (например, в случае движения автомобиля
на первой или второй передаче по тяжелой грунтовой дороге
с большим количеством поворотов).
3.	Уменьшена кавитация путем подбора соответствующих
сечений каналов коллектора. При этом производился замер дав-
лений в различных точках всасывающего тракта. Разрежение
в нем было снижено со 105 до 32 мм рт. ст., что уменьшило шум
насоса при работе и устранило некоторый кавитационный износ.
4.	Подобрано всесезонное масло Р(ТУ 38-101179—71), при-
годное для работы во всех климатических зонах Советского
Союза и имеющее повышенную стабильность. При этом было
установлено большое влияние термообработки поковки на изно-
состойкость статора насоса, устраняющей появление карбидной
сетки в окончательно изготовленной детали, а также режима
шлифования, при котором возможны недопустимые прижоги.
Подтверждена возможность значительного повышения износо-
стойкости рабочей поверхности статора при изготовлении его из
специального закаленного чугуна.
5.	Проверена долговечность различных типов и размеров
шариковых и игольчатых подшипников вала насоса и произве-
ден окончательный выбор их. Установлено, что игольчатый под-
шипник со штампованным наружным кольцом не обеспечивает
необходимого ресурса; был применен игольчатый подшипник
с массивным наружным кольцом. Кроме того, были также уве-
личены размеры шарикоподшипника.
Стендовые испытания сальников вала сошки проводились на
многопозиционном стенде, на котором они устанавливались так
же, как в рулевом механизме. Вал проворачивался на 100° с час-
тотой восемь циклов в минуту и имел биение 0,25 мм. Сальники
нагружались резко пульсирующим давлением масла от 0 до
100 кгс/см2 при температуре 70—80° С с частотой 125 циклов
в минуту.
На этом стенде было выявлено, что решающее значение для
устранения течей, вызываемых разрывом сальников, имеет на-
личие прочной связи резины с кольцом жесткости сальника. За-
тем была отработана конфигурация упорного кольца 34 саль-
ника (см. рис. 76) и проверена и подтверждена целесообразность
запрессовки сальника 33 вместе с упорным и стопорным коль-
цами до захода последнего в канавку. Вследствие этого был
устранен зазор между торцами сальника и упорного кольца, что
уменьшило возможность разрыва сальника. Одновременно за-
вод— изготовитель сальников повысил прочность связи резины
с кольцом жесткости.
В результате проведенных мероприятий долговечность саль-
ников вала сошки на стенде была повышена с 20 до 500 ч и
более.
Стендовые испытания сальников вала насоса гидроусилителя
велись по принятой на заводе методике, аналогичной методикам
208
SAE и Фиат, но при более высокой температуре, равной 130° С.
При этих испытаниях сальник смещался относительно оси вала
на 0,25 мм, а сам вал имел биение 0,25 мм. Частота вращения
равна 4000 об/мин.
Наряду с проверкой долговечности серийных сальников была
проверена долговечность сальников из фторкаучука и подтверж-
дена целесообразность их применения, несмотря на более высо-
кую стоимость. Эти сальники были внедрены в производство.
Стендовые испытания шлангов высокого и низкого давления
проводились на многопозиционном стенде, на котором их уста-
навливали в том же положении, что и на автомобиле *. Через
шланги протекало масло под давлением, пульсирующим от 0 до
65 кгс/см1 2 для шлангов высокого и от 0 до 10 кгс/см2 для шлан-
гов низкого давления. Частота пульсации составляла 41 цикл
в минуту, температура масла 115—125° С, а воздуха под кожу-
хом стенда 80—100° С.
Конструкция стенда предусматривала также возможность
определенного перемещения шлангов относительно друг друга.
Однако в процессе испытаний было выявлено, что использовать
это перемещение нецелесообразно, так как деформация шлангов
вследствие пульсации давления значительно больше.
Во время испытания шлангов была подтверждена эффектив-
ность изменения параметров и материала оплетки, предложен-
ных заводом-изготовителем, проверены различные марки рези-
ны. В частности, была установлена невозможность использова-
ния шлангов с простой лавсановой оплеткой и подтверждена
целесообразность шлангов с комбинированной оплеткой, состо-
ящей из лавсановых или капроновых нитей, оплетенных хлопча-
тобумажными нитями. Шланги с этой оплеткой, имеющие боль-
шую долговечность, внедрены в производство.
На стенде были проведены работы по определению оптималь-
ной величины обжатия наконечников и доводке их конструкции.
В частности было выявлено, что для долговечности шлангов
решающее значение имеет тщательное затупление всех острых
кромок арматуры.
Цикл испытаний шлангов из фторкаучука показал, что внед-
рение шлангов высокого давления в сочетании с серийными на-
конечниками невозможно из-за недостаточной прочности резины.
Испытание н" прочность
Исследования нагруженности узлов и деталей рулевого уп-
равления были проведены в различных дорожных условиях. Эти
исследования включали определение спектров сил на продоль-
1 Гоникберг Е. М„ Ласунский В. И , Рубан М. И. Конструкция и испы-
тания шлангов гидроусилителей рулей автомобиля ЗИЛ — В кп.: Вопросы
расчета, конструкции и исследовал ш ап ом юбилей ЗИЛ М, 1969 (НИИНав-
топром).
14 Зак. 1071	209
ной рулевой тяге, давлений в системе гидроусилителя и частоты
вращения вала насоса. Испытания велись при различных ско-
ростях движения автомобиля вплоть до максимально возмож-
ных по условиям плавности хода и устойчивости автомобиля
для дороги данного типа.
В результате испытаний было выявлено, что наибольшая ста-
тическая нагрузка на рулевое управление создается при поворо-
те на сухом асфальте. Наибольшие циклические нагрузки, опреде-
ляющие усталостную прочность деталей, возникают при движе-
нии автомобиля по булыжному шоссе. При испытании на шоссе
хорошего качества и на разбитом были получены величины од-
ного порядка. Это объясняется тем, что в первом случае возмож-
ная скорость движения автомобиля значительно выше, чем во
втором.
Эти спектры, дающие частотное распределение указанных
выше величин, позволили уточнить режимы испытаний узлов
рулевого управления и определить нагрузки, при которых следу-
ет вести усталостные стендовые испытания деталей. В дальней-
шем сопоставление спектров сил с кривыми усталости отдельных
испытуемых деталей дало возможность рассчитать их долговеч-
ность.
Заводом проводились усталостные испытания шаровых паль-
цев, сошки, рычагов рулевого управления, вала сошки, зубьев
поршня-рейки, регулировочного винта, винта рулевого управле-
ния и шариковой винтовой пары в целом. В результате испыта-
ний была установлена целесообразность увеличения диаметра
цапфы шарового пальца сошки и сечения сошки, введения дро-
беструйной обработки последней, а также усиления буртика
регулировочного винта. Была также подтверждена удовлетвори-
тельная прочность остальных деталей в обычном исполнении.
Расчетная долговечность нижнего поворотного рычага, полу-
ченная путем сопоставления его кривой усталости со спектром
нагружения, определенном при движении автомобиля по булыж-
ному шоссе со средней скоростью 40 км/ч, составляет 90 тыс. км.
Указанную величину можно считать удовлетворительной и при-
нять ее за единицу. Тогда относительная долговечность деталей
рулевого управления выразится следующими величинами:
Нижний поворотный	рычаг................. 1
Вал сошки......................... 8,1—12
Сошка.............................2,45—4,35
Шаровой палец	сошки.................... 8,6
Несмотря на высокую усталостную прочность вала сошки,
были случаи его поломок в эксплуатации после короткого про-
бега, главным образом зимой. Поломки происходили в сечении
у сошки и не носили усталостного характера. Не было обнару-
жено также нарушений технических условий или технологичес-
кого процесса.
210
Обследование показало, что поломки связаны с наездами на
препятствие, обычно в аварийной ситуации и, как правило, со-
провождаются другими повреждениями автомобиля. Для выяв-
ления условий, в которых могут происходить подобные поломки,
завод провел соответствующее исследование. Было установлено,
что поломка вала сошки, аналогичная имевшим место в эксплу-
атации, происходит только при наезде левым передним колесом,
повернутым влево приблизительно на 15°, на препятствие высо-
той 350 мм со скоростью 15—20 км/ч. При этом направление
движения автомобиля было перпендикулярным к препятствию;
это обеспечивалось тем, что движение происходило по ледяной
дорожке. При испытаниях тензометрами фиксировалось время
нарастания нагрузки на сошку. Одновременно с разрушением
вала сошки наблюдались серьезные повреждения других дета-
лей автомобиля.
Таким образом, было подтверждено, что поломки валов со-
шек происходят в аварийной ситуации.
Для максимально возможного увеличения ударной прочности
вала сошки его стали изготовлять из стали 20Х2Н4А вместо
стали 25ХГТ.
Шаровой палец сошки из-за ограниченного места запрессо-
вывался в сошку и приваривался к ней. Замена изношенного
пальца была возможна только в больших автохозяйствах, в ко-
торых можно было осуществлять приварку нового пальца в сре-
де углекислого газа. Чтобы облегчить замену шарового пальца,
была разработана и внедрена конструкция сошки с разрезной
нижней головкой и клеммовым креплением шарового пальца, при
которых полностью устранена возможность контакта деталей
с покрышкой.
Заводом был спроектирован и изготовлен стенд, позволяю-
щий исследовать работу узлов рулевого управления на перемен-
ных режимах.
В результате проведенных мероприятий долговечность руле-
вого механизма превышает 350 тыс. км, а долговечность насоса
гидроусилителя соответствует долговечности двигателя.
Глава X. ТОРМОЗА
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ТОРМОЗНЫХ МЕХАНИЗМОВ
РАБОЧЕГО И СТОЯНОЧНОГО ТОРМОЗОВ И ИХ ПРИВОДА
На современных грузовых автомобилях наибольшее распро-
странение получили барабанные тормоза с внутренним располо-
жением колодок, помещенные непосредственно в колесах. К их
преимуществам относятся: достаточно благоприятные условия
отвода тепла от поверхностей трения; возможность хорошей за-
щиты тормозного механизма от повреждений и попадания пыли
и грязи; хорошая технологичность деталей тормозного механиз-
ма, обеспечивающая необходимую точность и качество изготов-
ления, что, в свою очередь, влияет на надежность и эффектив-
ность работы механизма; удобное размещение привода к тор-
мозному механизму внутри тормоза, обусловливающее наиболее
полное использование пространства внутри колеса для установки
тормозного механизма; наличие достаточно большого количества
хорошо зарекомендовавших себя конструкций тормозных меха-
низмов барабанного типа, что позволяет остановиться на наибо-
лее подходящей для каждого конкретного случая конструкции.
Для автомобилей семейства ЗИЛ-130 выбраны шины разме-
ром 260—508. При этих шинах и соответствующих им размерах
обода, подшипников и ступицы наиболее целесообразным яв-
ляется барабан с внутренним диаметром (диаметром поверхно-
сти трения) 420 мм. Барабаны такого размера уже применялись
на выпускавшихся ранее моделях (ЗИЛ-150, ЗИЛ-164). Кроме
того, барабаны диаметром 420 мм входят в нормальный ряд
диаметров тормозных барабанов, рекомендованный для приме-
нения на отечественных автомобилях, и этот размер является
предпочтительным для класса автомобилей, в который входит
автомобиль ЗИЛ-130.
Выбор конкретной конструктивной схемы колесного тормоз-
ного механизма в значительной степени зависит от типа приво-
да, выбор которого, в свою очередь, зависит от массы автомоби-
ля, его максимальной скорости, необходимого замедления при
торможении, тормозного пути, наличия или отсутствия прицепа.
С увеличением массы автомобилей, их максимальной скоро-
сти, плотности автомобильных потоков на дорогах предъявляют-
ся все более высокие требования к тормозным качествам автомо-
билей. Это влечет за собой необходимость все большего увели -
212
чения мощности тормозов и, следовательно, соответствующего
увеличения силы, прикладываемой к приводному механизму.
Водитель может приложить к тормозной педали усилие, до-
стигающее 100—120 кгс. Однако частое пользование тормозами
при таком усилии превратилось бы в утомительную работу.
В предписаниях Европейской экономической комиссии (ЕЭК)
ООН максимальное усилие на тормозной педали ограничено
70 кгс, но и это все-таки довольно большое усилие, желательно,
чтобы оно было меньше.
Вследствие этого на автомобилях общей массой более 6 т не-
обходимо вводить в привод тормозов какой-либо усилитель.
Существуют следующие основные типы тормозных приводов
с усиливающими механизмами: гидравлический; гидравличес-
кий с насосом, гидравлический с вакуумным усилителем; гидрав-
лический с пневматическим усилителем и пневматический.
Пневматические системы отличаются простотой конструкции
п обслуживания, невысокой стоимостью, а также надежностью.
Они позволяют сравнительно просто осуществлять связь тормоз-
ной системы тягача и прицепа. Воздух, необходимый для их дей-
ствия, есть везде и в любых количествах. Пневматические систе-
мы обеспечивают для тормозов практически неограниченное при-
водное усилие. Кроме того, сжатый воздух можно использовать
для других вспомогательных (не тормозных) устройств и меха-
низмов: для накачки шин, для пневматических сигналов
и др.
К недостаткам пневматической системы следует отнести
сравнительно большую массу ее узлов и агрегатов. Однако этот
недостаток для грузовых автомобилей большой грузоподъемно-
сти по сравнению с преимуществами пневматической системы
несущественен. По быстроте срабатывания приводного механиз-
ма современные пневматические системы успешно конкурируют
с гидравлическими.
Ранее выпускавшиеся заводом им. И. А. Лихачева автомобили
(ЗР1Л-150, ЗР1Л-164, ЗИЛ-151, ЗР1Л-157) снабжались пневмати-
ческой тормозной системой. Завод располагает хорошо отрабо-
танными в конструктивном и технологическом отношении узла-
ми пневматической системы и имеет достаточный опыт их изго-
товления. Пневматическая система имела положительные отзы-
вы при эксплуатации автомобилей ЗР1Л. По указанным причи-
нам для семейства автомобилей ЗИЛ-130 был выбран пневмати-
ческий привод тормозов.
Перечисленные выше модели автомобилей имели колесные
тормозные механизмы с разжимными кулаками, отличающиеся
простотой устройства и обслуживания и высокой надежностью,
хорошо себя зарекомендовали, что особенно важно, если учесть
широкий диапазон климатических и дорожных условий нашей
страны. Для автомобилей ЗР1Л-130 был выбран тормозной меха-
низм такого же типа.
213
На автомобилях ЗИЛ-150, ЗИЛ-164 и ЗИЛ-151 применялся
дисковый стояночный тормоз, устанавливавшийся на карданном
валу за коробкой передач. В дальнейшем на автомобиле
ЗИЛ-164А этот тормоз был заменен более эффективным и на-
дежным в эксплуатации барабанным тормозом. Барабанный сто-
яночный тормоз был принят и для автомобилей ЗИЛ-130.
КОНСТРУКЦИЯ РАБОЧИХ и стояночного ТОРМОЗОВ
И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ АППАРАТОВ ПРИВОДА
На рис. 84 показан тормоз заднего колеса автомобиля
ЗИЛ-130. К фланцу кожуха полуоси на заклепках крепится ли-
той чугунный суппорт 6, на котором установлены оси 5 колодок.
На диаметрально противоположной стороне суппорта крепится
опора 8 вала разжимного кулака 9, снабженная бронзовой втул-
кой и масленкой.
Каждая из двух тормозных колодок 2 опирается одним кон-
цом на среднюю шейку оси 5, эксцентричную по отношению
к крайним опорным шейкам. Фрикционные накладки перемен-
ного профиля приклепываются к колодкам восемью латунными
заклепками пистонного типа. На каждой колодке имеется по две
фрикционных накладки. Толщина накладок в месте наибольше-
го износа, т. е. в средней части колодки, больше, чем у ее кон-
цов. Ширина фрикционных накладок заднего тормоза 140 мм.
На другом конце каждой колодки двумя винтами укреплена
стальная опора 15 ролика 11. Между роликами размещен раз-
жимной кулак 9, имеющий S-образную форму. Колодки стяги-
ваются двумя оттяжными пружинами 7.
Вал разжимного кулака 9 другим концом установлен в под-
шипнике с бронзовой втулкой, находящемся в кронштейне /3
тормозной камеры 14, закрепленном на картере заднего моста.
На шлицевом конце вала разжимного кулака 9 устанавливает-
ся регулировочный рычаг 12, имеющий внутри червячный меха-
низм с фиксатором, позволяющий регулировать зазор между
тормозным барабаном 1 и фрикционными накладками, не сни-
мая рычага.
Устройство тормоза передних колес показано на рис. 85.
В переднем тормозе опорные оси 6 колодок 8 и опора 4 вала
разжимного кулака крепятся на штампованном из стального
листа щите 3, который болтами 9 притянут к поворотному кула-
ку 5 передней оси. Оттяжная пружина 7 стягивает колодки и
прижимает их к разжимному кулаку 1. Вал разжимного кулака
1 переднего тормоза расположен в бронзовых втулках опоры 4,
на фланце которой крепится тормозная камера 10.
Стояночный тормоз автомобиля ЗИЛ-130 изображен на
рис. 86. Симметричные, отлитые из алюминиевого сплава колод-
ки 1 и 10 с фрикционными накладками опираются на ось 6, за-
крепленную в кронштейне 3 тормоза. Кронштейн одновремен-
214
Рис. 84. Тормоз заднего колеса:
1 — тормозной барабан; 2 — тормозная колодка; 3 - щиток тормоза; 4 — гайка; 5 — ось колодки; 6 — суппорт; 7 от-
тяжная пружина; 8 — опора разжимного кулака; 9 — разжимной кулак; 10 — ступица колеса; 11 — ролнк; 12 — регули-
ровочный рычаг; 13 — кронштейн тормозной камеры; 14 — тормозная камера; 15 — опора ролика
Д-ZI

Рис. 85. Тормоз переднего колеса:
/ — разжимной кулак; 2 — тормозной барабан; 3 — щит тормоза; 4 опора вала разжимного кулака; 5 — поворотный кулак передней оси;
6 — ось колодки; 7 — оттяжная пружина; 8 — колодка; 9 — болты крепления щита тормоза; 10 — тормозная камера
но служит крышкой подшипника вторичного вала коробки пере-
дач. На концах колодок, соприкасающихся с разжимным кула-
ком 13, винтами закреплены стальные сухари 12. Пружины 5 и
11 прижимают колодки к разжимному кулаку 13 и оси 6.
На шлицевом конце вала разжимного кулака 13 имеется ре-
гулировочный рычаг 15, который тягой 16 с вилкой соединен
20
19~.
4 5
18
17
10
15 12 11
Рис. 86. Стояночный тормоз:
1 и 10 — колодки; 2 — барабан: 3 —
кронштейн тормоза; 4 — сальник кронштей-
на; 5 — малая оттяжная пружина; 6 — ось
колодок; 7 — гайка крепления фланца; 8 —
фланец вторичного вала коробки передач;
9 — болт; 11 — большая оттяжная пружина;
12 — сухарь колодки; 13 разжимной ку-
лак; 14 — щит; 15 — регулировочный рычаг;
16 — тяга привода; 17 — зубчатый сектор;
18 — стопорная защелка; 19 — тяга стопор-
ной защелки; 20 — рычаг привода стояночно-
го тормоза; 21 — рукоятка рычага; 22 - ко-
робка передач
с нижним концом рычага 20 привода стояночного тормоза, уста-
новленного на картере коробки передач. Барабан 2 стояночного
тормоза с фланцем 8 сидит на шлицевом конце вторичного вала
коробки передач и закреплен на нем гайкой 7. К барабану кре-
пится передний шарнир карданного вала.
Для предохранения тормоза от попадания в него масла из
коробки передач на кронштейне 3 установлен резиновый сальник
4, а на фланце 8 — маслоотражательное кольцо. Штампованный
из тонкой листовой стали щит 14, прикрепленный к кронштейну
3, защищает тормоз от попадания в него грязи.
Схема пневматического тормозного привода автомобиля
ЗИЛ-130 приведена на рис. 87. Компрессор 1, установленный на
217

двигателе и приводимый в действие клиновидным ремнем от ко-
ленчатого вала двигателя, накачивает сжатый воздух в воздуш-
ные ресиверы 6. Давление сжатого воздуха в диапазоне 6,0—
7,7 кгс/см2 ограничивается регулятором 2 давления, установлен-
ным непосредственно на компрессоре. Предохранительный кла-
пан 7 предотвращает повышение давления сжатого воздуха
в системе более 10 кгс/см2.
Комбинированный тормозной кран 10 соединен с помощью
тяг и передаточного рычага с педалью 9 тормоза. При нажатии
на педаль тормозной кран подает сжатый воздух из ресиверов
в тормозные камеры 12, приводящие в действие колесные тор-
мозные механизмы.
К соединительной головке 14, установленной на автомобиле-
тягаче, может быть присоединена соединительная головка (ти-
па Б по ГОСТу 4365—67) пневматической тормозной системы
прицепа или полуприцепа. При приведении в действие тормозной
системы автомобиля-тягача приводятся в действие также тор-
моза прицепа. Интенсивность действия тормозов автомобиля
или автопоезда находится в прямой зависимости от величины
усилия, приложенного к педали тормоза, и регулируется тормоз-
ным краном.
Па автомобилях ЗИЛ-130 установлен поршневой двухцилин-
дровый непрямоточный воздушный компрессор (рис. 88) одно-
ступенчатого сжатия. Поршни компрессора алюминиевые,
с плавающими поршневыми пальцами. От осевого перемещения
в бобышках поршня пальцы фиксируются стопорными кольцами.
Блок цилиндров 6 компрессора и головка 10 блока охлажда-
ются жидкостью из системы охлаждения двигателя. Воздух из
воздухоочистителя двигателя поступает в цилиндры компрессора
через стальные пластинчатые впускные клапаны 19. Сжатый
поршнями воздух вытесняется в пневматическую систему через
расположенные в головке блока пластинчатые нагнетательные
клапаны 13.
При достижении в пневматической системе давления воздуха
7,3—7,7 кгс/см2 регулятор давления подает сжатый воздух по
каналу 23 в блоке цилиндров компрессора под плунжеры 24 раз-
грузочного устройства, которые, поднимаясь, открывают одно-
временно оба впускных клапана 19 цилиндров компрессора.
В этом случае при вращении коленчатого вала компрессора
поршни не подают воздух в систему, а перекачивают его из од-
ного цилиндра в другой.
Когда давление воздуха в пневматической системе снизится
до 6,0—6,4 кгс/см2, регулятор давления выпускает воздух из-под
плунжеров 24 в атмосферу, они под действием пружины 21 опу-
скаются, впускные клапаны садятся на седла и компрессор снова
начинает нагнетать воздух в пневматическую систему.
Регулятор (рис. 89) работает следующим образом. При до-
стижении верхнего предела давления воздух, преодолевая сопро-
219
220
Рис. 88. Компрессор пневматических тормозов:
/, 2 и 15 — соответственно нижняя, передняя и задняя крышки картера; 3 — шкив; 4 — сальник; 5 — картер; 6 — блок цилиндров;
7 — шатун; 8 — поршень; 9 — поршневой палец; 10 — головка блока; И — пробка нагнетательного клапана; 12 — пружина нагнетатель-
ного клапана; 13 — нагнетательный клапан; 14 — седло нагнетательного клапана; 16 — уплотнитель; 17 — коленчатый вал; 18 — регу-
лировочный болт; 19 — впускной клапан; 20 — шток впускного клапана; 21 — пружина коромысла; 22 — коромысло; 23 — канал
подвода воздуха к разгрузочному устройству; 24 — плунжер; 25 — уплотнительные кольца; 26 — пружина впускного клапана
тивление пружины 2, поднимает впускной клапан 13 и прижи-
мает выпускной клапан 14 к его седлу. По зазору между клапа-
ном 13 и корпусом сжатый воздух поступает в канал разгрузоч-
ного устройства компрессора. Когда давление в системе упадет
до нижнего предела, пружина 2, воздействуя на шток 5, возвра-
щает клапаны 13 и 14 на прежние места. Поступление воздуха
из системы в разгрузочное устройство компрессора прекращает-
ся, и воздух из этого устройства выпус-
кается в атмосферу.
Регулятор давления, который рас-
положен на блоке цилиндров ком-
прессора, трубопроводами соединяется
с воздушным ресивером. Для увеличе-
ния надежности и предотвращения за-
грязнения клапанов регулятор имеет
фильтры 7 и 8 для очистки воздуха, ус-
тановленные на входе и на выходе.
Для предохранения пневматической
системы от чрезмерного повышения
давления в случае выхода из строя ав-
томатического регулятора давления
Рис. 89. Регулятор давления:
1 — кожух; 2 — пружина регулятора; 3 — упорный
шарик; 4 — регулировочный колпак; 5 — шток кла-
пана; 6 — седло выпускного клапана; 7 — фильтр;
8 — металлокерамический фильтр; 9 — уплотнитель-
ное кольцо; 10 — корпус; 11 — пробка фильтра;
12 — пружина клапана; 13 — впускной клапан; 14 —
выпускной клапан; 15 — регулировочные прокладки;
16 — контргайка
или разгрузочного устройства кохмпрессора па одном из ресиве-
ров установлен предохранительный клапан (рис. 90).
На автомобили-тягачи, предназначенные для работы в соста-
ве автопоезда с прицепами или полуприцепами, устанавливается
комбинированный тормозной кран (рис. 91). Этот кран состоит
из двух секций, объединенных общим приводом. Одна секция
управляет тормозами автомобиля-тягача, другая — тормозами
прицепа или полуприцепа.
Комбинированный тормозной кран работает следующим об'
разом.
В расторможенном положении конический резиновый впуск-
ной клапан 15 секции, управляющей тормозами прицепа, открыт
под действием пружины 5 и седла 10, и сжатый воздух из реси-
веров проходит в магистраль прицепа (стрелка Л). Давление по-
ступающего воздуха регулируется натяжением пружины 5. При
достижении давления 4,8—5,3 кгс/см* 1 2 * * * * * В, воздействующего на сле-
дящую диафрагму 9, пружина 5 сжимается и впускной клапан
221
15 перекрывает седло 14, прекращая дальнейшее поступление
сжатого воздуха и увеличение давления в магистрали прицепа.
7 д 3	6	5 6	1
Рис. 90. Предохранительный клапан:
1 — седло; 2 — корпус; 3 — шарик; 4 — пружина; 5 —
контргайка; 6 — регулировочный вннт; 7 — стержень
Рис. 91. Комбинированный тормозной кран:
А — в магистраль прицепа; Б — к тормозным камерам тягача; В — от ресивера;
Г — в атмосферу; 1 — тяга привода; 2 — чехол; 3 — крышка корпуса рычагов; 4 —
большой рычаг; 5 и 25 —- следящие пружины; 6 — направляющая втулка штока; 7 —
шток; 8 — корпус крана; 9 — диафрагма; 10 — седло выпускного клапана; 11 — уплот-
нительное кольцо; 12 — выпускной клапан; 13 — возвратная пружина клапана; 14 —
седло впускного клапана; 15 — впускной клапан; 16 — пробка; 17 — рычаг ручного
прнвода; 18 — крышка корпуса; 19 — клапан выпускного окна; 20 — диафрагма вклю-
чателя стоп-сигнала; 21 — пружина включателя стоп-сигнала; 22 — неподвижные кон-
такты; 23 — подвижный контакт; 24 — корпус включателя стоп-сигнала; 26 — стакан
следящей пружины; 27 — малый рычаг; 28 — корпус рычагов; 29 — валик рычага руч-
ного привода
Впускной клапан секции, управляющей тормозами тягача,
закрыт, а выпускной — открыт. Тормозные камеры автомобиля
через открытый выпускной клапан секции, управляющей тормо-
зами тягача, и через выпускное окно тормозного крана сообща-
ются с атмосферой.
222
При торможении усилие от тормозной педали через систему
привода передается на рычаг 4, который перемещает шток 7,
сжимая пружину 5. Седло 10 отходит от выпускного клапана 12
секции управления тормозами прицепа. Воздух из магистрали
прицепа выходит в атмосферу через открытый выпускной клапан
и выпускное окно тормозного крана (стрелка Г). При понижении
давления в магистрали прицепа срабатывает воздухораспреде-
лительный клапан, установленный на прицепе, и приводит в дей-
ствие его тормоза. Нижний конец рычага 4 нажимает на рычаг
27, который перемещает стакан 26 с помещенной внутри него пру-
жиной 25. Эта пружина осуществляет упругую связь между ста-
каном 26 и седлом выпускного клапана, закрепленным на следя-
щей диафрагме. Седло прижимается к выпускному клапану
секции, управляющей тормозами тягача, затем при дальней-
шем перемещении седла и клапана открывается впускной кла-
пан этой секции. Воздух, подведенный из ресиверов через откры-
тый впускной клапан, поступает по трубопроводам в тормозные
камеры автомобиля, приводящие в действие колесные тормоза.
При растормаживании нагрузка с рычага 4 снимается; это
позволяет пружине 5 переместить шток 7 в крайнее правое по-
ложение, прижать седло 10 к выпускному клапану 12 секции, уп-
равляющей тормозами прицепа, и открыть ее впускной клапан
15. В магистраль прицепа вновь поступает сжатый воздух п воз-
духораспределительный клапан прицепа производит расторма-
живание прицепа. Одновременно закрывается впускной клапан
и открывается выпускной клапан секции, управляющей тормо-
зами автомобиля. Сжатый воздух из тормозных камер автомо-
биля через открытый выпускной клапан и выпускное окно тор-
мозного крана выходит в атмосферу. Тормоза автомобиля
растормаживаются.
Комбинированный тормозной кран имеет рычаг 17, соеди-
ненный с рычагом привода стояночного тормоза тягой с упру-
гим звеном. При затормаживании тягача стояночным тормозом
рычаг 17 поворачивает валик 29. Кулачок валика давит на вы-
рез штока 7 и перемещает его, приводя в действие только сек-
цию, управляющую тормозами прицепа. Таким образом, при
затормаживании тягача стояночным тормозом происходит одно-
временное затормаживание колесных тормозов прицепа (при
наличии сжатого воздуха в ресиверах прицепа).
Тормозные камеры (рис. 92) предназначены для преобразо-
вания энергии сжатого воздуха в механическую. Между корпу-
сом / и крышкой 4 тормозной камеры зажата упругая резиновая
диафрагма 2. При подаче сжатого воздуха через отверстие в
крышке 4 диафрагма 2 прогибается и давит на расположенный
за ней шток 3, соединенный с помощью вилки 7 с регулировоч-
ным рычагом разжимного кулака.
На соединительной магистрали прицепа расположен разобщи-
тельный кран (рис. 93), служащий для перекрывания магистра-
223
ли прицепа в том случае, если автомобиль работает без прицепа.
При повороте рукоятки 9 крана ее толкатель 8 перемещается по
наклонным направляющим в верхней крышке крана и переме-
Рис. 93. Разобщительный кран:
а — кран закрыт; б — кран открыт; Б — от тормозного крана;
В — к прицепу; Г — в атмосферу; 1 — пробка; 2 ~ корпус: 3
пружина клапана; 4 — клапан; 5 — возвратная пружина; 6 — шток
с диафрагмой; 7 — крышка; 8 — толкатель; .9 — рукоятка
щает шток 6, открывающий и закрывающий клапан 4. При уста-
новке рукоятки 9 в поперечное положение клапан 4 закрыт,
трубопровод, идущий от тормозного крана, перекрыт, а трубо-
провод от соединительной головки сообщается с атмосферой.
224
Соединительная головка (рис.
94) служит для соединения пнев-
матических систем тягача и при-
цепа. Соединительная головка ти-
па А, устанавливаемая на автомо-
биле-тягаче, выполняется в соот-
ветствии с ГОСТом 4365—67 и
имеет клапан 3, находящийся в/?
закрытом положении под действи-
ем пружины 2. Головка прицепа
снабжена нажимным штифтом,
который при соединении ее с го-
Рис. 94. Соединительная головка с клапа-
ном (типа А):
1 — корпус; 2 — пружина клапана; 3 —
клапан; 4 — уплотнительная прокладка; 5 —
крышка; 6 — гайка прокладки
ловкой, установленной на тягаче, нажимает на клапан 3, откры-
вая проход сжатому воздуху в магистраль прицепа.
ОСОБЕННОСТИ ТЕХНОЛОГИИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ
И УЗЛОВ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ И МАТЕРИАЛЫ
Тормозные барабаны со ступицами в сборе подвергаются ба-
лансировке. Дисбаланс устраняется путем приварки баланси-
ровочных грузов к барабану. Допустимый дисбаланс для бара-
бана переднего тормоза 300 гс-см, для заднего 700 гс-см.
Биение рабочей поверхности тормозного барабана, собран-
ного со ступицей колеса, при установке по наружным кольцам
конических роликоподшипников ступицы должно быть не более
0,25 мм.
Рабочий профиль разжимного кулака подвергается чеканке.
Чистота поверхности —V®- Профили кулаков показаны на
рис. 95.
После сборки колесных тормозов их регулируют. После ре-
гулировки щуп толщиной 0,1 мм не должен проходить по всей
ширине накладки в зазор между накладкой и барабаном. Колод-
ка при этом должна быть прижата к барабану под действием
давления в тормозной системе, равного 1—1,5 кгс/см* 1 2 * * * * * В.
В отторможенном положении зазоры должны быть 0,4 мм
в зоне разжимного кулака и 0,2 мм в зоне осей колодок.
Рабочая поверхность фрикционных накладок колесного тор-
моза обрабатывается после приклепывания к колодке. Рабочая
поверхность фрикционных накладок стояночного тормоза обра-
15 Зак. 1071	225
Разность размеров, расположенных на о&ном угловом луче, 0,Б max
В)
Рис. 95. Профили разжимных кулаков:
а — стояночного тормоза; б — тормоза передних колес; в — тормоза задних
колес
батывается после приклепывания к колодке (рис. 96); колодки
при этом устанавливают на кронштейн тормоза, который бази-
руют на станке по поверхностям Д и Т. Между опорными пло-
щадками колодок и разжимным кулаком помещают две пласти-
ны 1 толщиной 1 мм.
Рис. 96. Схема обработки фрикционных накладок стоя-
ночного тормоза:
1 — технологические пластины; 2 — разжимной кулак; 3 —
фрикционная накладка; 4 — тормозная колодка; 5 — крон-
штейн тормоза
Обработка и балансировка барабана стояночного тормоза
производится в сборе с фланцем. Биение рабочей поверхности
барабана относительно наружного диаметра шлицев фланца
допускается не более 0,25 мм. Наибольший допускаемый дис-
баланс в сборе с фланцем 50 гс-см. Балансировка осуществляет-
ся путем высверливания отверстий диаметром 14 мм на специ-
альном буртике снаружи барабана.
Из узлов пневматического привода тормозов наиболее слож-
ным и требующим высокой точности изготовления является ком-
прессор. Неперпендикулярность осей цилиндров к нижней плос-
15*	227
кости блока цилиндров, примыкающей к картеру компрессора,
допускается не более 0,03 на длине 100 мм. Допускаемая неплос-
костность нижней плоскости блока 0,05 мм.
Поршневые кольца проходят специальный контроль, при ко-
тором проверяется соответствие чертежу эпюры распределения
давлений при сжатии кольца.
Нецилиндричность отверстия поршня под палец допускается
не более 0,003 мм. Неперпендикулярность оси отверстий под па-
лец относительно оси поршня не более 0,06 мм на длине 100 мм.
Для селективной сборки с пальцами поршни сортируют на че-
тыре группы через 0,003 мм по наибольшему диаметру отвер-
стия. Пальцы также сортируют на четыре группы. Перед уста-
новкой в компрессор поршни отбирают таким образом, чтобы
поршни одного комплекта по массе различались не более чем на
5 г. Шатуны сортируют на четыре группы по наименьшему диа-
метру под палец через 0,003 мм для селективной сборки с паль-
цами. Нецилиндричность отверстия под палец не более 0,003 мм.
Сборка поршня с шатуном и пальцем производится с предвари-
тельным нагревом поршня до 55° С.
Непараллельность осей головок шатуна не более 0,07 мм на
длине 100 мм и отклонение осей от их положения в одной плос-
кости не более 0,1 мм на длине 100 мм. Нецилиндричность от-
верстия шатуна под вкладыш шатунной шейки коленчатого вала
не более 0,08 мм.
Вкладыши изготовляют из двухслойной сталебаббитовой
ленты толщиной 1,75Z00;o2o мм. Ремонтные вкладыши имеют
толщину, увеличенную на 0,15 и 0,3 мм. Нецилиндричность ша-
тунных шеек коленчатого вала не более 0,01 мм. Непараллель-
ность образующих шатунных шеек при установке коленчатого
вала на коренные шейки с учетом нецилиндричности коренных
и шатунных шеек должна быть не более 0,02 мм. Непараллель-
ность верхней плоскости картера, на которую устанавливают
блок цилиндров, относительно оси отверстий под подшипники не
более 0,03 мм на длине 100 мм, неплоскостность этой плоскости
не более 0,05 мм. Неплоскостность торца головки компрессора,
прилегающего к блоку цилиндров, не более 0,15 мм, чистота по-
верхности V6.
Герметичность нагнетательной полости головки компрессора
проверяется сжатым воздухом под давлением 15 кгс/см2; герме-
тичность полости водяной рубашки головки — под давлением
4 кгс/см2.
После сборки все компрессоры подвергают тщательному конт-
ролю. При этом проверяют работу разгрузочного устройства,
нет ли течи масла, перегрева подшипников и чрезмерного шума
при работе (стук поршней, пальцев, вибрация клапанов), произ-
водительность (соответствие эталонному графику), выброс мас-
ла со сжатым воздухом, герметичность выпускных клапанов.
228
Крутящий момент, необходимый для проворачивания коленча-
того вала, не должен превышать 0,8 кгс-м. Плунжеры разгру-
зочного устройства должны перемещаться в своих гнездах сво-
бодно, без заедания при действии усилия не более 0,5 кгс.
У комбинированного тормозного крана регулируют на специ-
альном стенде растормаживающее давление секции прицепа
(в пределах 4,8—5,3 кгс/см2). Регулировку производят путем
затягивания или ослабления следящей пружины. Регулируют
также предварительное натяжение следящей пружины секции
тягача. Добавляя или уда- г
ляя прокладки, регулируют *гс'см
ход впускных клапанов в
пределах 2,5—3 мм. На стен- 6
де определяют статическую
характеристику (рис. 97) ’5
тормозного крана. Кроме то- is
го, проверяют герметичность
его уплотнений и деталей,1
Рис. 97. Статическая характеристик z
ка комбинированного тормозного
крана:	-f
1 — давление воздуха, подаваемого
секцией прицепа; 2 — давление воз-
духа, подаваемого секцией тягача;
------ — после модернизации;	#
— — — — до модернизации
обмазывая возможные места утечки воздуха мыльной эмульси-
ей. Таким же образом проверяют герметичность тормозных ка-
мер, разобщительного крана и соединительной головки. Все эти
узлы подвергаются проверке на работоспособность.
Негерметичность сварных ресиверов тормозной системы об-
наруживают с помощью воды под давлением 12 кгс/см2, а трубо-
проводов (сварных) — с помощью сжатого воздуха под давлени-
ем 4 кгс/см2 после их гибки.
Вся пневматическая система привода тормозов проходит
проверку на автомобиле. Проверяют давление воздуха в ресиве-
рах и пределы работы регулятора давления, следящее действие
привода, т. е. соответствие давления в тормозных камерах ходу
педали тормоза и усилию на педали, которое не должно превы-
шать 30 кгс. При полном ходе педаль не должна доходить до
пола кабины на 10—30 мм, а свободный ход педали должен
быть не более 60 мм. Проверяют также герметичность всей пнев-
матической системы; падение давления в течение 15 мин не долж-
но превышать 0,5 кгс/см2.
Регулируют ход штоков тормозных камер, который для перед-
него тормоза составляет 25 мм, а для заднего — 30 мм. Давление
229
воздуха, подаваемого в соединительную головку, должно оыть
в пределах 4,8—5,3 кгс/см2.
Для обеспечения герметичности пневматической системы ко-
нические резьбовые соединения допускается уплотнять резиловой
смолой № 80 (МХП 1856—48).
В табл. 63 приведены материалы, применяемые для изготов-
ления деталей тормозной системы, а в табл. 64 — основные раз-
меры наиболее ответственных деталей.
РАСЧЕТ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТОРМОЗОВ
Основными показателями, характеризующими эффективность
и совершенство тормозной системы, являются замедление и тор-
мозной путь, измеренные при резком так называемом аварийном
торможении автомобиля.
В транспортном законодательстве разных стран приняты
различные нормы, регламентирующие замедление и тормозной
путь для автомобилей разных типов. Кроме того, существуют
нормы на эффективность тормозных систем, рекомендуемые
автомобильным подкомитетом ЕЭК ООН.
В табл. 65 приведены нормы разных стран для грузовых ав-
томобилей и автопоездов (для класса автомобилей, к которому
относятся семейство автомобилей ЗИЛ-130). Эти нормы предпи-
сывают допускаемый минимум эффективности тормозной систе-
мы. Практически все автомобили и автопоезда, выпускаемые
в этих странах, снабжены тормозными системами, эффективность
которых превышает приведенные нормы на 20—50%. Это обсто-
ятельство, а также возможное в дальнейшем ужесточение норм
следует учитывать при проектировании тормозной системы ново-
го автомобиля.
Определить тормозной путь будущего автомобиля расчетным
путем весьма затруднительно. Зависимость же между тормозным
моментом и замедлением известна. Таким образом, задаваясь
необходимой величиной замедления, можно рассчитать тормоз-
ной момент, обеспечивающий такое замедление.
Из табл. 65 следует, что среднее замедление для рабочего
тормоза колеблется в пределах 4,0—4,5 м/с2. Ужесточив эту нор-
му на 50%, получим замедление 6,0—6,75 м/с2. Автомобиль
с тормозами, обусловливающими такое замедление, будет соот-
ветствовать любой из приведенных в табл. 65 норм и сможет ус-
пешно конкурировать по эффективности тормозной системы с за-
рубежными автомобилями.
Параметры автомобилей и автопоездов, необходимые для рас-
чета эффективности тормозной системы, приведены в табл. 66
и 67.
Принимая замедление, которое должны обеспечивать рабо-
чие тормоза j = 6 м/с2, можно определить требуемый для этого
230
63. Материалы, применяемые для деталей тормозной системы
Деталь	Материал, термообработка и твердость
Тормозные барабаны Фрикционные накладки Колодки тормозов передних колес Колодки тормозов задних колес Разжимные кулаки Ролики колодок Опоры роликов колодок и сухари колодок Суппорт, корпуса регулировочных рычагов, кронштейны тормозных ка- мер, разжимных кулаков и стояноч- ного тормоза Червяк и червячная шестерня регу- лировочного рычага Корпусные детали тормозной аппа- ратуры Блок цилиндров компрессора Кольца плунжера компрессора	Серый чугун СЧ 18-36 (3,25— 3,5% С), НВ 180—220 Асбестовая композиция 1—59, р, = 0,35 Ковкий чугун КЧ 35-10 Алюминиевый сплав АЛ 10В Сталь 45, закалка т. в. ч. профиля на глубину 5 мм, не более, шейки — на 1,5—3,5 мм, HRC 50—62 Сталь 45, закалка т. в. ч. на глу- бину 1,5—3,0 мм, HRC 50—62 Сталь 20, цементация, HRC 56—62 Ковкий чугун КЧ 35-10 Сталь 45, HRC 27—33 Цинковый сплав или сплав АЛ4 (литье под давлением) Серый чугун СЧ 18-36 Резина ИРП 1345
64. Основные размеры некоторых деталей тормозной системы
Деталь	Основные размеры в мм или поверхность	Чисто- та по- верхно- сти	Примечания
	Рабочий тормоз		
Тормозной бара-	Диаметр рабочей поверхно-	V6	Обработка в сбо-
бан	ста 42О+0-38		ре со ступицей
Фрикционная на-	Радиус рабочей поверхности	V4	Проверка в сбо-
кладка колодки	210—0 е		ре с колодкой
Ось колодки	Диаметры шеек: ЗбЗо'н’о	V4	—
	0,025 0,085	V4	—
Суппорт	Диаметры отверстий для оси колодки: 35+0,05	V4	—
	22+0,045	V4	—
Разжимной ку-	Диаметр шеек 38“ot’o85	V7	.—.
лак			
Подшипник раз-	Диаметр отверстия во втул-	V6	Обработка после
жимного кулака	ках 38+°;°®°		запрессовки вту- лок
231
Продолжение табл. 64
Деталь	Основные размеры в мм или поверхность	Чисто- та по- верхно- сти	Примечания
	Стояночный тормоз		
Тормозной бара-	Диаметр рабочей поверхности	V6	—
бан	2бо+°>185		
Фрикционные на-	Диаметр рабочей поверхности	V4	Обработка в сбо-
кладки колодок	260_о' 3		ре с колодками
Разжимной ку-	Диаметры шеек: 28Zo’o7	V7	—
лак	0,0 7	V7	—
Подшипники	Диаметры отверстия во втул-		Обработка после
разжимного кула- ка	ках.-28+g-^	V6	запрессовки вту- лок
	20+о:о4	Х76	
	Компрессор		
Блок цилиндров	Диаметр цилиндра 60+°>о3	V9	Хонингование
компрессора	Диаметр под гнездо впуск- ного клапана 17+°,019	V6	—-
	Диаметр отверстия для вту- лок плунжеров 1з+°.°35	V7	—
Седло впускного	Диаметр посадочной поверх-	V7	—
клапана	кости 17^о' 04 0	V10	
	Торец седла		Притирка
Втулка плунже-	Наружный диаметр 13^q ’ogo	V7	—
ра	Внутренний диаметр 1О+°-03	V10	—
Кольца поршня	Наружная поверхность	V6	Просвет не бо-
			лее 0,03 мм на ду- ге 90°, не более
	Толщина компрессионного кольца 2,5~о qi2	V8	—
	Толщина маслосъемного коль- ца 4,755_qq2	V8	—
Поршень	Ширина канавок:		
	компрессионного кольца	V6	—
	9 с+0,060 z’°+0,035		
	маслосъемного кольца	—-	—-
	4,79+° -025 Диаметр отверстия для паль-	V8	Сортировка на
	ца 12,5_0012		четыре группы
Поршневой па-	Наружный диаметр	V10	Сортировка на
лец	12,5_ 0,012		четыре группы
Втулка поршне-	Внутренний диаметр	V86	Обработка после
вого пальца	12 г;+0.007 0,005		запрессовки и сор- тировка на четыре группы
232
П родолжение табл. 64
Деталь	Основные размеры в мм или поверхность	Чисто- та по- верхно- сти	Примечания
Шатун	Диаметр отверстия большой головки 32+°-015	V7	—
	Ширина головок 26,83°’{’з	V7	—
Вкладыш	Высота 16^0’ооб	—	—
	Наружная поверхность	V7	—
Коленчатый вал	Диаметр шатунной шейки 28,5_0021	Д8б	—
	Диаметр коренной шейки	V7	—
	окЧ-О,020 оо4-0,003		
Картер	Диаметр отверстия под под- шипник 72+0’03	V6	—
Седло нагнета-	Плоскость, прилегающая к	V10	Притирка
тельного клапана	клапану		
Тормозной кран
Корпус тормоз-	Диаметр гнезда для направ-	V6	—
кого крана	ляющего стакана диафрагмы 5О+0-05 Диаметр гнезда для стакана уравновешивающей пружины 32+0,°5	V6	—
Направляющий стакан диафрагмы	Наружный диаметр 502g ^5° Наружный диаметр 32Др’,д^	V6	—
Стакан уравно- вешивающей пру- жины		V6	
65. Норма эффективности тормозных систем автомобилей и автопоездов
П а ра метры	Рабочий тормоз	Стояночный тормоз
Тормозной путь автомобиля (без нагрузки) в м (не более) при началь- ной скорости:	СССР (нор	мы ГАИ)
30 км/ч .	11 (при замедле- нии 4,2 м/с2)	—
15 км/ч	  . Минимальный уклон в %, на ко- тором должен удерживаться в непо- движном состоянии:		6 (при замедлении 2 м/с2)
автомобиль	—.	16
автопоезд .	. .		8
233
Продолжение табл. 65
Параметры	Рабочий тормоз		Стояночный тормоз	
Среднее замедление в м/с2 (не ме- нее)	 Суммарная тормозная сила на всех колесах в % веса автомобиля . . . Максимальное замедление в м/с2 (не менее)	 Минимальный уклон в %, на ко- тором автомобиль должен удержи- ваться в неподвижном состоянии . Тормозной путь при начальной скорости 50 км/ч в м: автомобиля 	 автопоезда 	 Среднее замедление в м/с2 (не ме- нее): автомобиля 	 автопоезда		 Среднее замедление в м/с2 (не ме- нее) 	 	 То же .... . 	 Максимальное замедление в м/с2 (не менее)	 Минимальный уклон в %, на ко- тором автомобиль должен удержи- ваться в неподвижном состоянии . . Тормозной путь при начальной скорости 50 км/ч в м (не более): автомобиля 	 автопоезда 	 Среднее замедление в м/с2 (не ме- нее) 	 ЛАинимальный уклон в %, на ко- тором должен удерживаться в непо- движном состоянии: автомобиль 	 автопоезд 		29,2, 30,7,	Г/ 4 Ф1 45 Фра» 5,5 И тс не более не более Швейл 4,0 3.0 Да 4,5 Шве 4,33 Анг 5,9 Предписании (для £ 29,2 30,7 4,4	IP щия лия щрия ния ция лия ЕЭК вропы)	2 25 18 2,5 2,0 2.5 1,92 19 ООП 16 12
234
66. Некоторые параметры автомобилей семейства ЗИЛ-130
Параметры	ЗИЛ-130	ЗИЛ-130В1	ЗИЛ-1 зог	ЗИЛ-ММЗ-555
Полная масса груженого авто- мобиля или масса снаряженного седельного тягача в кг 		10 500	4 100	10 800	9 295
Полная масса груженого при- цепа в кг		8 000	14 500	8 000	7 500
Полная масса груженого авто- поезда в кг		18 500	18 600	18 800	16 795
База автомобиля в мм ....	3 800	3 300	4 500	3 300
Расстояние от передней оси до центра тяжести груженого авто- мобиля или центра тяжести шасси седельного тягача в мм		2 890	1 490	3 360	2 500
Высота центра тяжести груже- ного автомобиля или шасси се- дельного тягача в мм		1 340	850	1 280	1 250
67. Некоторые параметры автопоезда с седельным тягачом ЗИЛ-130В1
Параметры	Бортовой полуприцеп	Полуприцеп- фургон
Наибольшая нагрузка на седло в кгс		5500	5500
Высота расположения седельного устройства от грунта в мм			1170	1170
База полуприцепа в мм		4480	5200
Расстояние от шкворня до центра тяжести груженого полуприцепа1 в мм		2780	3230
Высота центра тяжести груженого полупри- цепа1 в мм 		1500	2100
Расстояние от седельного устройства до зад- ней оси тягача вмм			136	136
1 Параметры определены из расчета полного и равномерного заполнения всего объема
кузова грузом, имеющим соответствующую плотность.
суммарный тормозной момент всех колесных тормозов автомо-
биля или автопоезда (в кгс-м)
SMT = /CGa-jRK,	(14)
где К — коэффициент торможения; К = jig',
Ga — вес автомобиля или автопоезда в кгс;
— радиус качения колеса автомобиля в м; /?к = 0,5 м.
При торможении автопоезда в сцепном устройстве могут воз-
никать силы сжатия или растяжения. Для сохранения продоль-
ной устойчивости автопоезда при торможении в сцепке должны
отсутствовать силы, действующие в горизонтальной плоскости.
235
Наличие сжимающих сил в сцепке может нарушить продольную
устойчивость автопоезда и привести к его складыванию, вслед-
ствие чего возможна авария. Силы растяжения в сцепке не вы-
зывают складывания автопоезда.
Силы сжатия в сцепке автопоезда могут появиться в том слу-
чае, когда отношение суммарной тормозной силы STn, разви-
ваемой тормозными механизмами прицепа, к полному весу при-
цепа Ga будет меньше отношения суммарной тормозной силы
STT тягача к полному весу тягача GT. Если соблюдается нера-
венство
Gn Gt
то сжимающие силы в сцепке не возникнут.
Задавшись средним замедлением, приступают к конструиро-
ванию тормозных механизмов, тормозной момент которых обес-
печил бы данное замедление.
Рис. 98. Схема сил, действующих на автомобиль при
торможении:
ha—высота центра тяжести автомобиля; Ga — вес автомобиля;
Rt и R2 — реакции дороги соответственно на переднее и заднее
колеса автомобиля; Tj и Т2 —> тормозные силы соответственно
на передних и задних колесах
Ниже приведены определенные по формуле (14) тормозные
моменты, обусловливающие замедление 6 м/с2 для разных моди-
фикаций автомобиля ЗИЛ-130, прицепов и автопоездов
(в кгс-м):
Автомобиль ЗИЛ-130 ...................... 3210
Прицеп к автомобилю ЗИЛ-130 ............. 2450
Автопоезд с тягачом ЗИЛ-130 ............. 5660
Автопоезд с седельным тягачом	ЗИЛ-130В1 5690
Автомобиль ЗИЛ-130Г.......................3310
Прицеп к автомобилю ЗИЛ-130Г............. 2450
Автопоезд с тягачом ЗИЛ-130Г............. 5760
Автомобиль-самосвал ЗИЛ-ММЗ-555 ......... 2850
Прицеп к автомобилю-самосвалу ЗИЛ-ММЗ-555 2300
Самосвальный автопоезд....................5100
236
Далее необходимо распределить суммарный тормозной мо-
мент по осям автомобиля в зависимости от возможностей реали-
зации его.
На рис. 98 показаны силы, действующие на автомобиль при
торможении (без учета сил сопротивления воздуха и сопротив-
ления качению).
Тормозной момент, который может быть реализован на тор-
мозимом колесе, прямо пропорционален нагрузке на колесо
(или ось) и коэффициенту сцепления шин с дорогой. Как извест-
но, нагрузка на ось движущегося автомобиля — величина непо-
стоянная и меняется в зависимости от замедления или ускоре-
ния. Тормозные моменты для передней Л4Т1 и задней Л1т2 осей
в зависимости от замедления могут быть определены по следу-
ющим формулам:
MTl = KR^{bL+Kha}-,	(15)
^а
Мт2 = К/?к-^(аь-КЛа),	(16)
^а
где Да, bL, aL и Ла — см. рис. 98.
Подставив в формулы (15) и (16) соответствующие величи-
ны из табл. 66 и 67, получим необходимое, обеспечиваемое осе-
выми нагрузками распределение тормозных моментов между
передней и задней осями автомобиля. Результаты вычислений
сведены в табл. 68.
68. Распределение тормозных моментов
между передними и задними осями
Модель автомобиля	Тормозной момент в кгс-м иа оси:	
	передней	задней
ЗИЛ-130 .	1460	1750
ЗИЛ-130Г		1420	1890
ЗИЛ-ММЗ-555 		1370	1480
Для автопоезда с седельным тягачом ЗИЛ-130В1 расчет рас-
пределения тормозных моментов по осям ведется несколько
иначе. На рис. 99 приведена схема сил, действующих на тормо-
зящий автопоезд с седельным тягачом.
Динамические нагрузки на седельное устройство Сс.дин и на
ось полуприцепа G3.Hini определяют по следующим формулам
(обозначения см. на рис. 99):
С-ДИН £п+ЯеК
G _ 03CTLn+Gn(hc + hn)K
null -- •
237
где Gc.cT и G3CT. — вес, приходящийся соответственно на седель-
ное устройство и на ось полуприцепа в стати-
ческом положении, в кгс;
0л — полный вес полуприцепа в кгс.
Рис. 99. Схема сил, действующих на автопоезд с седельным тягачом при тор-
можении:
ha — высота центра тяжести тягача; h п— высота центра тяжести полуприцепа; Сп —
вес полуприцепа; бс.дИи — динамическая нагрузка иа седло тягача; /?3 — реакция до-
роги иа колеса полуприцепа; Тз — тормозная сила иа колесах полуприцепа
Динамические	нагрузки на переднюю GIJ(llH и з			аднюк	Gzhuh
оси тягача можно определить следующим образом: л.	г, b^+h»K лп 'l+W.					
''1ДИН	.	> ''С.днн	> ^а а,—~	—cA — hK п - с. L а I п	а	с *^2дин иа	г	* ис.дии	> Ьа	Ьа где aL, bL и ha — координаты центра тяжести тягача без полу- прицепа в м; Cl — расстояние от оси седла до задней оси автомо- биля-тягача в м.					
69. Распределение динамических нагрузок в кгс по осям при торможении автопоезда с седельным тягачом			70. Распределение необходимых тормозных моментов в кгс-м по осям автопоезда с седельным тягачом		
	Полуприцеп			Полуприцеп	
Динамическая нагрузка	борто- вой	фургон	Тормозной момент	борто- вой	фургон
На седельное уст- ройство 	 На переднюю ось тягача 	 На заднюю ось тя- гача	.... На ось полуприце- па 		7600 4850 6850 6900	8000 4950 7150 6500	Передней оси тяга- ча 	 Задней оси тягача Оси полуприцепа	1485 2100 2110	1515 2190 1990
238
Расчет динамических нагрузок произведен для полуприцепов
двух типов: бортового и фургона. Результаты расчета сведены
в табл. 69.
Тормозные моменты на осях автопоезда с седельным тягачом,
соответствующие динамическим нагрузкам, определяют по фор-
муле
Л4Т = КСдан7?к '
Результаты вычислений сведены в табл. 70.
На рис. 100 приведена расчет-
ная схема колесного тормозного
механизма, где принято: а =
= 0,155 м для заднего тормоза и
0,160 м для переднего; с = 0,165 м
и е = 0,180 м.
Размеры а, с и е выбраны ис-
ходя из компоновки тормозного
механизма с барабаном диамет-
ром 420 мм, имеющим две колод-
ки с опорами и так называемый
фиксированный разжимной кулак
с роликовой передачей.
Тормозной момент, развивае-
мый таким тормозом:
M^2iiR6Pl-^±^,	(17)
с—fie
Рис. 100. Расчетная схема ко-
лесного тормозного механизма
где у. — коэффициент трения пары фрикционная накладка — ба-
рабан;
Рб — радиус тормозного барабана.
В свою очередь,
Pi + Рг = Рф1к>
(18)
где Р— сила, приложенная к рычагу разжимного кулака тор-
моза;
iK— передаточное число разжимного кулака.
Из соотношения
Pi Р2
с—це	с+це
найдем
Р2 = Р1 -с + ие-.	(19)
с — ие
Подставив выражение (19) в формулу (18), получим
Р1 — Р^к
с—ре
2с
(20)
239
Подставив далее формулу (20) в выражение (17), найдем
выражение для определения тормозного момента
MT = PiK/?6p-^.	(21)
С
Рис. 101. Расчетная схема силовой диафрагмы
В данном расчете принято: Rq = 210 мм или 0,21 м, р = 0,35,
1К = 8,72 для переднего тормоза и 1К = 8,8 для заднего тормоза.
Из выражения (21), если известен
тормозной момент, можно найти силу
Р, которую необходимо приложить к
рычагу разжимного кулака и которая
определяет размеры тормозной каме-
ры. Существует ряд типоразмеров тор-
мозных камер, характеризуемых при-
Рис. 102. Зависимость силы на штоке тормоз-
ной камеры типа «24» от хода штока:
I и 2 — рабочее давление воздуха соответственно 6
и 4,5 кгс/см2
веденной рабочей площадью диафрагмы, определяемой в соот-
ветствии с расчетной схемой диафрагмы (рис. 101) по формуле
5д = -^-(О2 + Ш + ^).
Сила, развиваемая тормозной камерой, прямо пропорцио-
нальна давлению сжатого воздуха, подаваемого в камеру, и,
кроме того, зависит от хода штока тормозной камеры, т. е. от
прогиба диафрагмы. Эта зависимость нелинейна и при большом
ходе сила резко уменьшается. Поэтому для каждого типораз-
мера камер существует предельная и оптимальная величины
хода штока, что необходимо учитывать, выбирая передаточное
число разжимного кулака.
Характер зависимости силы на штоке тормозной камеры от
хода штока показан на рис. 102.
240
Расчетное давление для автомобилей принято равным
6 кгс/см2, а для прицепов 4,5 кгс/см2 *.
Силы, развиваемые на штоках тормозных камер, приведены
в табл. 71. Практически, однако, трудно получить расчетную ве-
71. Параметры тормозных камер
Тип камеры	Расчетная площадь диафрагмы в см2	Расчетная сила на штоке в кгс	Сила, развиваемая тормозной камерой с учетом к. п. д. привода, в кгс
12	80	480	408
16	105	630	536
20	130	780	663
24	155	930	790
30	195	1170	1000
36	230	1380	1170
72. Расчетные параметры эффективности тормозной системы
семейства автомобилей ЗИЛ-1301
Для передних тормозов принята тормозная камера типа «16»,
для задних тормозов — типа «24» (у автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555 — типа «20»)
Расчетный параметр	ЗИЛ-130	з:1Л-1зог	ЗИЛ-ММЗ-555	ЗИЛ-1 ЗОВ 1	
				Бортовой полупри- цеп	Полупри- цеп-фур- гон
Необходимый тормо- зной момент одного тор- моза в кгс-м		730/875	710/945	685/740	743/1050	758/1095
Необходимая сила тормозной камеры в кгс	584/700	568/756	548/592	595/840	606/876
Сила,	развиваемая тормозной камерой, в кгс	536/790	536/790	536/663	536/790	536/790
Реализуемый тормоз- ной момент одного тор- моза в кгс- м		675/990	675/990	675/740	675/990	675/990
Тормозной момент, реализуемый тормозами одной оси, в кгс-м . . .	1350/1980	1350/1980	1350/1480	1350/1980	1350/1980
Расчетный суммарный тормозной момент в кгс-м		3210	3310	2850	3585	3695
Реализуемый суммар- ный тормозной момент в кгс-м		3330	3330	2830	3330	3330
Расчетное замедление в м/с2		6.0	6,0	6,0	6,0	6,0
Реализуемое замедле- ние в м/с2		6,2	6,0	6.0	5,6	5,5
1 В числителе указаны расчетные параметры для передней оси, в знаменателе— для
задней.
* Для однопроводного пневматического привода тормозов прицепов по
старому ГОСТу 4364—48 максималь юе давление равно 4.8—5,3 кг • см2.
16 Зак. 1071	о4|
личину, так как к. и. д. передаточного механизма тормоза (тор-
мозная камера — тормозные колодки) колеблется в пределах
0,9—0,8. Поэтому в табл. 71 приведены также силы, определен-
ные с учетом к. п. д.
Подобрав размеры тормозных камер, можно определить дей-
ствительные тормозные моменты, которые могут быть получены
на каждом тормозе, и затем рассчитать замедление, которое бу-
дет получаться при торможении:
' GaRK
Расчетные параметры эффективности тормозной системы се-
мейства грузовых автомобилей ЗИЛ-130 приведены в
табл. 72.
Как следует из табл. 72, замедления у автомобилей ЗИЛ-130,
ЗИЛ-130Г и ЗИЛ-ММЗ-555 близки к заданному, а у тягачей
ЗИЛ-130В1 несколько меньше, однако в допустимой степени и
не приведут к значительному увеличению тормозного пути. При-
менение одинаковых тормозных механизмов и одинаковых тор-
мозных камер на автомобилях одного семейства очень важно
для унификации деталей как в производстве, так и в эксплуа-
тации.
Определение эффективности тормозной системы
в дорожных условиях
До недавнего времени единственным критерием эффективно-
сти тормозных систем автомобилей служил тормозной путь ав-
томобиля при резком (аварийном) торможении со скорости
30 км/ч. Однако с увеличением массы автомобилей, скоростей
движения, плотности транспортного потока на дорогах и рас-
пространения автопоездов одной этой характеристики для конт-
роля эффективности тормозных систем стало недостаточно.
В разных странах разрабатываются и действуют свои, нередко
отличающиеся друг от друга нормы эффективности тормозных
систем автомобилей и автомобильных поездов. В международ-
ном масштабе вопросами нормирования эффективности тормозов
занимаются Автомобильный Комитет (ТС-22) Международной
Организации по Стандартизации (ISO) и Комитет по внутрен-
нему транспорту ЕЭК ООН. В рекомендациях и предписаниях
этих организаций определены виды испытаний тормозных сис-
тем грузовых автомобилей и условия, при которых они должны
проводиться.
Эффективность тормозного устройства определяется путем
измерения тормозного пути или времени срабатывания тормоз-
ного устройства и среднего замедления автомобиля или авто-
поезда.
242
В общем виде допустимый тормозной путь (в м) в зависимо-
сти от скорости
V2
s<A^ + ~’
где А — коэффициент, учитывающий время срабатывания тор-
мозного привода;
va — скорость транспортного средства в момент начала тор-
можения в км/ч;
В — коэффициент, определяемый средним замедлением во
время активного торможения.
Испытания эффективности рабочей тормозной системы со-
гласно предписаниям ЕЭК подразделяются на три типа.
Испытание типа 0 — обыкновенное испытание на эффектив-
ность торможения на горизонтальном участке дороги, заключа-
ющееся в определении тормозного пути и замедления при резком
интенсивном торможении с заданной скорости. Тормоза транс-
портного средства должны быть «холодными» (температура на-
ружной поверхности тормозного барабана или диска менее
100°С), а транспортное средство должно быть нагружено так,
чтобы распределение нагрузки на его оси соответствовало тех-
ническим условиям; передача в коробке передач выключена.
Испытание повторяют на порожнем транспортном средстве,
на котором находится только водитель и иногда испытатель.
Испытание типа 0 проводят также с включенной передачей
при нескольких скоростях движения. При этом самая низкая и
самая высокая скорости равны соответственно 30 и 80% макси-
мальной скорости транспортного средства.
Испытание типа I испытание на потерю эффективности
тормозов в результате их нагрева после многократных повтор-
ных торможений или одного длительного. Транспортное средст-
во испытывается в груженом состоянии.
а.	При многократных торможениях условия испытаний для
грузовых автомобилей общим весом 3,5—12 тс следующие: ско-
рость в начале каждого торможения равна 80% максимальной
скорости, но не более 60 км/ч; скорость в конце каждого тормо-
жения составляет 50% скорости в начале торможения; время,
прошедшее от начала одного торможения до начала следующего
торможения (продолжительность одного цикла), 60 с; количест-
во торможений (циклов) равно 20.
При этих испытаниях интенсивность торможений должна
быть такой, чтобы при первом торможении достигалось замед-
ление 3 м/с2. При всех последующих торможениях давление на
привод (педаль тормоза) должно быть таким же, как и при пер-
вом торможении. Во время торможений включена высшая (но
не ускоряющая) передача в коробке передач.
б.	При непрерывном торможении испытания производятся
таким образом, чтобы количество поглощаемой тормозами энер-
16*	243
гии было равно количеству энергии, выделяемой ими за тот же
промежуток времени, который необходим для прохождения гру-
женым транспортным средством расстояния 1,7 км с постоянной
скоростью 40 км/ч по дороге с уклоном 7% (по спуску).
В конце испытаний обоих видов (при нагревшихся тормозах)
определяют эффективность рабочего тормоза (по условиям ис-
пытания типа 0 с выключенной передачей). Эта остаточная
эффективность не должна быть ниже 80% предписанной эффек-
тивности и не ниже 60% величины, полученной в действительно-
сти для этого транспортного средства при испытании типа 0
с выключенной передачей. Таким образом, контрольный тормоз-
ной путь, полученный при испытании типа I:
с	° о хол	/оо\
нагр
и,о
И
<?
е	Дкол	/Оо\
° I нагр ———,
0,6
где So хол — максимальный тормозной путь, допускаемый по нор-
мам для испытания типа 0;
5Д хол"—’Действительный тормозной путь, полученный при
испытании типа 0.
Среднее замедление, полученное при испытании типа 1:
/I нагр 0,8/охол
И
/I нагр	0,6/д. хол,
где /охол — среднее замедление, предписанное для испытания
типа 0;
/д.хол — среднее замедление, полученное при испытании ти-
па 0.
Испытания типа II — испытания на потерю эффективности
тормозов в результате торможения при затяжном спуске.
Испытания груженых транспортных средств должны произво-
диться таким образом, чтобы количество поглощаемой тормоза-
ми энергии было равно количеству энергии, выделяемой за тот
же промежуток времени, который необходим для прохождения
груженым транспортным средством расстояния 6 км со средней
скоростью 30 км/ч по дороге с уклоном 6%. Допускается исполь-
зование тормоза-замедлителя, если транспортное средство обо-
рудовано им. Должна быть включена такая передача, при кото-
рой частота вращения коленчатого вала двигателя не превышает
максимальной величины, предписанной техническими условиями.
В конце испытания в тех же условиях, в которых было про-
изведено испытание типа 0 с выключенной передачей, измеряют
остаточную эффективность рабочего тормоза. Она не долж-
244
на быть ниже 75% эффективности, предписанной для испытания
типа 0 с выключенной передачей.
Таким образом, контрольный тормозной путь, полученный
при испытании типа II:
нагр "-'о
•^Охол
0,75
или замедление, полученное при испытании типа II:
1II нагр
0,75/охол.
73. Минимальная предписанная эффективность тормозных систем
грузовых автомобилей
Общая масса авто- мобиля в т	
3,5—12	Свыше 12
Параметры
Начальная скорость для контрольного торможения в км/ч		50	40
Наибольший допускаемый тормозной путь при испы- таниях в мм:		
тип 0	 ...	29,2	19,9
ТИП I			 . . . .	36,5	24,9
тип II .		 	 Минимальное среднее замедление при испытаниях в м/с1 2:	—	26,6
тип 0		 ....	4,4	4,4
тип I	...	3,52	3,52
тип II .	. .	—	3,3
Примечание. Для автомобилей с общей массой 3,5 — 12 т проводятся испытания
типа 0 и I, а для автомобилей с общей массой более 12 т —испытания типа 0, I и II.
В табл. 73 приведены нормы эффективности рабочих тормоз-
ных систем, предписываемые правилами № 13 ЕЭК ООН. При
разработке методики и программ испытаний тормозных систем
завод им. И. А. Лихачева ориентировался на эти нормы *.
Для проведения испытаний типа 1а на автомобиле ЗИЛ-130
с прицепом требуется достаточно ровный, без уклонов и подъе-
мов, без крутых поворотов и без интенсивного движения транс-
порта участок дороги длиной около 30 км. Найти такой участок
не удалось. Поэтому было решено проводить испытания спосо-
бом непрерывного торможения на спуске. Для испытаний ти-
па 16 и II был выбран участок дороги, имеющий средний уклон
6,2% и переходящий далее в участок дороги с уклоном 3%.
Для того чтобы тормоза испытуемого автомобиля или авто-
поезда на данном реальном спуске поглотили и рассеяли то же
1 Позднее был разработан и выпущен отраслевой стандарт ОСТ
37.001.016 = 70 «Тормозные свойства автомобильного подвижного состава.
Технические требования н условия проведения испытании».
245
количество энергии, что и в заданных Правилами условиях, не-
обходимо выдержать предписанную протяженность спуска, ско-
рость движения и силу, движущую автомобиль по этому спуску.
Обеспечение предписанных скорости и длины спуска на выбран-
ном участке дороги затруднений не представляет. Сила, необхо-
димая для движения автомобиля, может быть получена измене-
нием его веса пропорционально отношению предписанного
36км	42км
уклона к уклону реального участка дороги. Тогда вес автомоби-
ля должен быть
G« = TGa’
1д
где Ga — вес испытуемого автомобиля или автопоезда, соответ-
вующий техническим условиям;
i .ц 1д — соответственно предписанный и действительный укло-
ны в %.
Следовательно, для испытаний типа 16 на выбранном участ-
ке, изображенном на рис. 103, вес автомобиля
GAl=^Ga=l,13Ga,
т. е. для испытаний типа I на участке дороги с уклоном 6,2%
автомобиль ЗИЛ-130 необходимо догрузить до полного веса
11 900 кгс.
Для проведения на этом участке дороги испытаний типа II
вес автомобиля придется уменьшить. В этом случае вес автомо-
биля
Gfln=-^-Ga = 0,97Ga.
b,Z
246
Так как при испытаниях 16 контрольное торможение после
спуска будет проходить не на горизонтальном участке, а на до-
роге с уклоном 3% и при этом вес автомобиля будет больше
предписанного, то уменьшится замедление и увеличится тормоз-
ной путь. Поэтому потребуется корректировка полученных ре-
зультатов контрольного торможения. В общем виде выражение
расстояния, соответствующего тормозному пути на горизонталь-
ном участке (в м), имеет вид
Si = . z , 1---------л—,	(24)
где SiK — действительный тормозной путь на уклоне 3%;
iK — уклон участка дороги, на котором производилось конт-
рольное торможение, в %.
Выражение для величины, соответствующей среднему замед-
лению при торможении на горизонтальном участке, имеет вид
Л =7-(/iK + 0,hK),
‘д
где /1К — действительное среднее замедление, полученное при
торможении на уклоне tK.
Для участка с уклоном iK = 3%, где производится контроль-
ное торможение, и скорости 50 км/ч приведенные выше формулы
будут иметь следующий вид:
1.13 (——+0,0036
у 51к
/1 = 1,13(/1к + 0,3).
Практическая проверка корректировочных формул путем со-
поставления тормозных путей и замедлений, замеренных при
торможении холодными тормозами на горизонтальном участке
дороги и на участках с различным уклоном, показала, что ошиб-
ка составляет не более 1,5%. Таким образом, очевидно, что выб-
ранные участки дороги могут быть использованы для проведе-
ния испытаний типа I и II.
Тормозной путь автомобиля ЗИЛ-130 при испытании типа 0
составлял 24 м (при норме 29,2 м).
При испытании типа I тормозной путь автомобиля ЗИЛ-130,
скорректированный по формуле (24), составляет 35,6 м, тогда
как в соответствии с предписаниями он не должен превышать:
по формуле (22)
„	. 29,2 г
31 -%---= 36,5 м;
0,8
247
по формуле (23)
= 40 м.
0,6
Полученные результаты свидетельствуют о том, что эффек-
тивность тормозной системы автомобиля ЗИЛ-130 достаточна и
удовлетворяет международным нормам.
Расчет стояночного тормоза
Эффективность действия стояночного тормоза должна быть
такова, чтобы он мог удерживать груженый автомобиль в непод-
вижном состоянии на уклоне 16% (9°05') при условии, что к ры-
чагу привода стояночного тормоза приложено усилие не более
60 кгс.
Для случая, когда стояночный тормоз установлен между
главной передачей и коробкой передач, тормозной момент, не-
обходимый для удержания автомобиля на заданном уклоне:
Мт > -Ga-Sin-^-	(25)
Для автомобиля ЗИЛ-130 полный вес груженого автомобиля
Ga = 10 800 кгс; sin а = 0,1578; радиус качения колеса RK =
= 0,5 м; передаточное число главной передачи i0 = 6,32. Подста-
вив эти величины в формулу (25), получим Л4Т = 135 кгс-м.
Размещение стояночного тормоза непосредственно на короб-
ке передач под кабиной определило размеры и передаточное
число ручного рычага привода стояночного тормоза.
На рис. 104 изображена схема для определения передаточ-
ного числа кулака, разжимающего колодки стояночного тормоза.
Перемещение колодок прямо пропорционально углу поворота
кулака. Профиль кулака выполнен по эвольвенте, поэтому ку-
лак имеет постоянное передаточное число, независимое от угла
поворота:
где /к — длина рычага кулака; ZK = 100 мм;
dK — плечо приложения сил; dK = 16 мм.
Таким образом, iK = 12,5, а общее передаточное число при-
вода стояночного тормоза фр = 1рыч • iK = 90.
На рис. 105 приведена схема для расчета стояночного тормо-
за. Исходные данные: а = 0,1 м; с = 0,1 м; радиус барабана
До = 0,13 м; расстояние от точки приложения силы до оси ко-
лодок е = 0,13 м; коэффициент трения между-накладкой и ба-
рабаном ц = 0,35; угол охвата фрикционных накладок р0 = 111°;
передаточное число привода (пр = 90; ширина фрикционной на-
кладки Ь = 0,065 м.
248
Тормозной момент этого тормоза определяют по выражению
(21). Поскольку минимальный необходимый тормозной момент
стояночного тормоза известен, найдем, какая сила необходима
на рычаге для его создания:
р — МТС
(о 4 с)
Подставив числовые значения, получим Р = 16,5 кгс, что
вполне приемлемо и не превышает максимально допустимую си-
лу (60 кгс).
<— Рис. 104. Схема определения пере-
Далее определяем, какой момент разовьет тормоз при прило-
жении к рычагу силы Р = 60 кгс и на каком уклоне в этом слу-
чае будет удерживаться стояночным тормозом автомобиль и ав-
топоезд. Находим силы
р =Pi =3920 кгс
р 2с
и
Р} —Pi„p—Р2= 1480 кгс.
Равнодействующая сил давления со стороны барабана на за-
клиниваемую колодку (см. рис. 100)
У[ =fd£±£L==5400 кгс.
С — |1С
Равнодействующая сил давления со стороны барабана на от-
жимаемую колодку
У2 =	= 5400 кгс.
С + |1С
249
Тормозной момент стояночного тормоза
Мт тах = (Уi + У2) р/?б = 490 кгс • м.
Наибольший уклон, на котором может быть удержан стоя-
ночным тормозом автомобиль с полным весом 10800 кгс опреде-
ляем из выражения (25) : sin а = 0,573; а = 34°50/; для автопо-
езда с полным весом 18 800 кгс sin а = 0,329 и а = 19° 10'.
Давление на фрикционные накладки определяем по следую-
щим формулам (в кгс/см2):
для заклиниваемой колодки
Площадь накладки
где b и 1„ — ширина и длина накладки;
для отжимаемой колодки
Подставив числовые значения, получим SH = 192 см2 и
Pi = Рч = 28 кгс/см2.
Для стояночных тормозов допускается максимальная вели-
чина р = 25 -ь 30 кгс/см2.
ДОВОДКА КОНСТРУКЦИИ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ
И ПУТИ ЕЕ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
Первоначально грузоподъемность автомобиля ЗИЛ-130 была
определена в 4 т. В соответствии с этим конструкция тормоза
заднего колеса была аналогична конструкции тормоза переднего
колеса. Опорные оси колодок и опора вала разжимного кулака
крепились на штампованном из стального листа щите. Тормоз-
ные колодки отливались из чугуна. Фрикционные накладки при-
клепывались четырьмя алюминиевыми заклепками, высота го-
ловок которых была больше, чем у применяемых в настоящее
время латунных заклепок. Ширина накладок составляла 100 мм.
Между разжимным кулаком и концами тормозных колодок ро-
лики не устанавливались.
В дальнейшем грузоподъемность автомобиля ЗИЛ-130 была
повышена. В связи с этим потребовалось увеличение мощности
и износостойкости колесных тормозных механизмов и в первую
очередь механизмов задних колес.
Принятая в настоящее время конструкция тормоза заднего
колеса описана выше и показана на рис. 84.
250
Вследствие конструктивных изменений тормозного механиз-
ма задних колес повысился к. п. д. механизма разжима колодок,
увеличился на 10—12% развиваемый тормозом момент и в 2 ра-
за возросла износостойкость тормозных накладок.
В связи с увеличением мощности тормозных механизмов зад-
ней оси необходимо было пересмотреть крепление суппорта 6
(рис. 84) тормоза к балке заднего моста. Сначала суппорт
крепился к балке восемью заклепками диаметром 12 мм. При
повышении тормозного момента и неблагоприятных условиях
работы заклепок (динамические ударные нагрузки на колесо,
резкое ударное нарастание тормозного момента, ослабление за-
тяжки подшипников ступицы колеса) в заклепках могут возник-
нуть напряжения свыше 60 кгс/см2, которые приводят к их раз-
рушению. В настоящее время соединение усилено — оно соби-
рается на шестнадцати заклепках диаметром 12 мм.
Учитывая опыт эксплуатации и возможность улучшения тех-
нологичности конструкции был изменен способ натяжения ремня
привода компрессора. Первоначально оно регулировалось путем
изменения ширины клиновидного ручья на шкиве компрессора.
Этот шкив изготовлялся из двух штампованных половин, кото-
рые могли перемещаться одна относительно другой по соприка-
сающимся наклонным винтовым поверхностям. Однако слож-
ность изготовления штампов для этих деталей очень затрудняла
точное соблюдение регулировочных размеров. Другой вариант
конструкции предусматривал соединение половин шкива с по-
мощью резьбы с последующей фиксацией их стопорным болтом.
Такой способ регулировки натяжения ремня привода оказался
очень трудоемким и ненадежным. В окончательном варианте
был применен кронштейн для крепления компрессора к двигате-
лю, позволяющий перемещать весь компрессор относительно
шкива двигателя и изменять тем самым натяжение ремня приво-
да. Этот вариант оказался наиболее удачным и приемлемым
в отношении технологии изготовления и удобства регули-
ровки.
С самого начала испытаний была выявлена низкая стойкость
О-образных колец уплотнения плунжеров разгрузочного устрой-
ства компрессора. Эти кольца, изготовлявшиеся из резины ИРП-
1005, очень быстро (после пробега 10—12 тыс. км) разрушались.
В результате этого не работало разгрузочное устройство и вы-
ходил из строя регулятор давления. После длительных экспери-
ментальных исследований удалось устранить этот дефект путем
замены резины ИРП-1005 резиной ИРП-1345, которая не разру-
шается при повышенной температуре (100—130°С). Кольца из
этой резины выдерживают пробег 100—120 тыс. км.
По мере накопления опыта эксплуатации, а также в резуль-
тате специально проведенной экспериментально-исследователь-
ской работы выяснилось, что тормозная система прицепов была
недостаточно приспособлена для совместной работы с системой
251
тормозов автомобилей-тягачей ЗИЛ-130. Из-за низкой чувстви-
тельности воздухораспределительного клапана, установленного
на прицепах, тормоза прицепа при неполном торможении были
недостаточно эффективны. Тормоза тягача, а особенно его задней
оси в результате этого работали с большой перегрузкой и быст-
ро выходили из строя. Помимо этого плохое торможение прице-
па нарушало устойчивость автопоезда и могло привести к аварии.
Для устранения указанного недостатка была изменена конст-
рукция тормозного крана и увеличена степень опережения (по
статической характеристике, см. рис. 97) секции прицепа относи-
тельно секции тягача. Если в первоначальном варианте секция
тягача вступала в работу после падения давления в секции при-
цепа на 0,2—0,3 кгс/см2, то в модернизированном тормозном
кране опережение составляет 1,0—1,2 кгс/см2. Это достигнуто
путем изменения соотношения плеч рычагов 4 и 27 (см. рис. 91)
тормозного крана, а также соотношения жесткости пружин 5 и
25 и увеличения жесткости возвратной пружины диафрагмы сек-
ции тягача.
В дальнейшем выявился еще один недостаток тормозного
крана: вибрация следящего элемента в диапазоне звуковых час-
тот колебаний, вызывавшая появление побочного звукового эф-
фекта (рёва) при работе тормозного крана. Чтобы устранить
этот звуковой эффект, в крышках 18 тормозного крана была
сделана перегородка с калиброванным отверстием диаметром
1,5 мм и введено уплотнительное кольцо И, препятствующие
резкому ударному воздействию сжатого воздуха на следящую
диафрагму тормозного крана, вызывавшему звуковые колебания
диафрагмы со следящей пружиной.
Необходимость улучшения тормозных систем существующих
автомобилей является актуальной задачей. Особенно это касает-
ся тормозных приводов автопоездов, так как степень совершен-
ства привода существенно влияет на устойчивость автопоезда
при торможении.
При торможении автопоезда весьма важна правильная после-
довательность вступления в действие тормозных механизмов
прицепа и автомобиля-тягача, а также интенсивность их затор-
маживания. Во избежание возникновения в шарнирных звеньях
сцепки сил. вызывающих сжатие и, как следствие, складывание
автопоезда, желательно, чтобы тормоза прицепов срабатывали
быстрее тормозов тягача и тормозили бы прицеп несколько ин-
тенсивнее, чем тормозится тягач.
Решение этих задач в значительной степени зависит от со-
вершенства привода тормозов. Для автопоездов большое значе-
ние имеет тип системы пневматического привода тормозов и бы-
строта его срабатывания.
В настоящее время известны две принципиально различные
системы пневматического привода тормозов автопоездов — одно-
проводная и двухпроводная (рис. 106).
252
Однопроводная система имеет распространение в СССР,
Польше, Венгрии, Болгарии, ГДР, отчасти в Чехословакии и
ФРГ. Двухпроводная система применяется практически во всех
остальных странах Европы, Америки, Азии и в Астралин и на-
чинает распространяться в Чехословакии, Венгрии, Польше и
Рис. 106. Принципиальные схемы пневматического привода тормозов
автопоезда:
а — двухпроводная система; б — однопроводная система; 1 — компрессор;
2 — регулятор давления; 3 — предохранительный клапан; 4 —• ресивер тягача;
5 — выключатель защитного клапана; 6 — ускорительно-аварийный клапан;
7 — ресивер прицепа; 8 — манометр; 9 — двухсекционный тормозной кран; 10 —
тормозная камера тягача; 11 — защитный клапан тягача; 12 — соединительные
головки; 13 — тормозные камеры прицепа; 14 — двухсекционный комбинирован-
ный тормозной кран; 15 — разобщительный кран; 16 — воздухораспределитель-
ный клапан прицепа
ФРГ. Рекомендациями ISO и правилами ЕЭК ООН двухпровод-
ная система принята в качестве международной.
Однопроводная система имеет только одну соединительную
магистраль между тягачом и прицепом. Подача командного
импульса на торможение прицепа осуществляется путем выпус-
ка сжатого воздуха из соединительной магистрали (таким обра-
зом на время торможения питание ресиверов прицепа преры-
253
вается). Давление сжатого воздуха в ресиверах прицепа (4,8—
5,3 кгс/см2) меньше, чем давление в ресиверах тягача
(6—8 кгс/см2). Такой перепад давления необходим для того,
чтобы в случае повышенного расхода воздуха на тягаче не про-
Рис. 107. Принципиальная схема комбинированного пневматического привода
тормозов автомобиля-тягача:
1 _ компрессор; 2 — автоматическое устройство для удаления конденсата; 3 — регуля-
тор давления с предохранительным клапаном; 4 — ограничительный клапан; 5 — вы-
ключатель моторного тормоза-замедлителя; 6 —• выключатель сигнала торможения;
7 — рабочий цилиндр привода моторного тормоза; 8 — рабочий цилиндр выключения
подачи топлива; 9 — двухмагистральный защитный клапан; 10 — клапан слива кон-
денсата; 11 — ресивер стояночного и запасного тормозов; 12 — ресивер аварийного
растормаживания; 13 — ресивер тормозов задней и средней осей; 14 — ресивер тормозов
передней оси; 15 — датчик падения давления; 16 — клапан аварийного растормажива-
ния; 17 — тормозной кран (ручной) стояночного и запасного тормозов; 18 — двухстре-
лочный манометр; 19 — двухсекционный тормозной кран; 20 — передние тормозные ка-
меры; 21 — ограничительный клапан; 22 — контрольный штуцер; 23 •— клапан автома-
тического регулятора тормозных сил; 24 — ускорительный клапан; 25 — тормозные
камеры (с пружинным тормозом) задней и средней осей; 26 — двухмагнстральный кла-
пан; 27 — инверсионный клапан; 28 — клапан управления тормозами прицепа; 29 —
разобщительный кран; 30 — соединительная головка однопроводной системы; 31 —
соединительные головки двухпроводной системы
исходило самопроизвольного затормаживания прицепа. Однако
этот перепад ухудшает чувствительность системы, синхронность
торможения тягача и прицепа и увеличивает время срабатыва-
ния тормозного привода прицепа. При однопроводной системе,
особенно при частых повторных торможениях, всегда существу-
254
ет опасность самопроизвольного затормаживания прицепа пли
неполного его растормаживания.
Двухпроводная система имеет две соединительные магистра-
ли между тягачом и прицепом. Одна магистраль является пи-
тающей и постоянно находится под давлением. Давление в ре-
сиверах тягача и прицепа одинаковое (6—8 кгс/см2). Другая
магистраль — командная и служит только для управления тор-
можением прицепа.
Сравнение однопроводной и двухпроводной систем проводи-
лось исследователями Чехословакии, ФРГ и специалистами ISO.
В результате было установлено, что двухпроводная система
функционально лучше, чем однопроводная, и имеет более широ-
кие возможности для дальнейшего совершенствования. Подоб-
ные работы производились и на заводе им. И. А. Лихачева.
Для обеспечения возможности взаимодействия автомобилей,
оборудованных двухпроводной системой, с прицепами, имеющи-
ми однопроводную систему, на какое-то время необходимо бу-
дет оборудовать эти автомобили так называемой комбинирован-
ной системой привода, включающей в себя как однопроводную,
так и двухпроводную системы. На рис. 107 показана принципи-
альная схема подобного пневматического комбинированного
тормозного привода трехосного автомобиля-тягача.
Совершенствование и повышение надежности всей тормоз-
ной системы, включая и тормозные механизмы, влечет за собой
существенное усложнение пневматического привода; это видно
из сравнения схем на рис. 107 и 106.
Тормозной привод, выполненный по схеме на рис. 107, обес-
печивает приведение в действие следующих систем: рабочего
тормоза с двумя раздельными контурами для передней и двух
задних осей; запасного и стояночного тормозов с использовани-
ем пружинных тормозных цилиндров; торможения прицепа (с по-
мощью инверсионного клапана, связанного с каждой из назван-
ных выше систем); моторного тормоза-замедлителя.
В контуре, управляющем торможением задних осей, установ-
лен специальный клапан, автоматически, в зависимости от на-
грузки на эти оси, регулирующий давление сжатого воздуха,
подводимого к тормозным камерам, и, следовательно, тормозные
моменты, развиваемые тормозами этих осей.
В связи с таким усложнением схемы возникла необходимость
увеличения количества ресиверов, разделения контуров защит-
ными клапанами, обеспечивающими работоспособность каждого
контура при выходе из строя любого из них, а также применения
специальных сигнализирующих устройств, предупреждающих
водителя о недостаточности давления воздуха в каждом из кон-
туров.
Глава XI, ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ
РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ
Проектирование системы электрооборудования нового авто-
мобиля ЗИЛ-130 было начато, как обычно, с составления схемы
соединений ее отдельных элементов, при этом исходными дан-
ными явились, прежде всего, утвержденные технические требова-
ния на новый автомобиль, а также многолетний опыт проекти-
рования грузовых автомобилей на ЗИЛе и некоторые основные
положения, оговоренные в ведомственных нормалях, ГОСТах
и т. п.
При составлении схемы было принято:
—	схема электрооборудования — однопроводная с присоеди-
нением на корпус (массу) автомобиля отрицательных зажимов
источников тока;
—	потребители, которые должны работать как во время дви-
жения автомобиля, так и на стоянке (при неработающем двига-
теле), подсоединяются к цепи через свои выключатели помимо
выключателя зажигания (звуковой сигнал и наружное освеще-
ние) ;
—	потребители, которые должны включаться только при ра-
ботающем двигателе, получают питание через выключатель за-
жигания (контрольные приборы и лампы, электродвигатели
отопления и вентиляции, указатели поворота и т. д.).
Питание на стартер подается непосредственно от аккумуля-
торной батареи. Все приборы наружного и внутреннего освеще-
ния подсоединяются к центральному переключателю света пол-
зункового типа.
При выборе защиты цепей была учтена нецелесообразность
введения предохранителей в цепи зажигания, питания и пуска
двигателя, поскольку этим снижается надежность систем. Все
остальные цепи должны быть защищены термобиметаллически-
ми предохранителями, так как практика эксплуатации показала,
что в случае применения плавких предохранителей при их пере-
горании плавкие вставки, как правило, заменяют проволокой
произвольного сечения.
Сечения проводов для отдельных участков схемы выбирали
по допускаемой плотности тока в соответствии с отраслевым
стандартом автомобилестроения II 1973—54 и рекомендациями
256
SAE применительно к проводам с пластмассовой изоляцией
(в отраслевом стандарте Н 1973—54 нагрузки заданы примени-
тельно к резиновой изоляции).
Для некоторых участков схемы выбранное сечение провода
проверяли по допускаемому падению напряжения, в частности,
так были проверены цепи пуска двигателя и наружного освеще-
ния для обеспечения нормальной работы стартера и фар. Паде-
ние напряжения в проводах стартера не должно превышать 0,2 В
на каждые 100 А нагрузки, в проводах фар оно должно быть
не более 2,5 °/о номинального напряжения.
На грузовых автомобилях ЗИЛ провода сечением менее
I мм2, как правило, не устанавливаются, что обусловлено требо-
ваниями механической прочности.
Цвета изоляции применяемых в схемах электрооборудования
проводов выбирали исходя из ГОСТа 9751—61 * на провода мар-
ки ПГВА, а маркировку проводов — в соответствии с отрасле-
вым стандартом Н 1973—54. Традиционным для ЗИЛа является
применение на проводах круглых наконечников, что при не-
сколько большей трудоемкости сборки, чем при вильчатых нако-
нечниках, значительно повышает надежность соединения. В на-
стоящее время разрабатывается конструкция штепсельных
разъемов для пучков проводов; применение этих разъемов зна-
чительно упрощает сборку и увеличивает надежность электри-
ческого соединения.
ГЕНЕРАТОРНАЯ УСТАНОВКА
Генератор постоянного тока
Сначала был запроектирован генератор Г-49 постоянного то-
ка мощностью 350 Вт, но затем было принято решение провести
проверку электробаланса, а временно на автомобиле устанавли-
вать находящийся на производстве генератор постоянного тока
мощностью 250 Вт. Опытная проверка показала, что активный
баланс электроэнергии при эксплуатации автомобиля ЗИЛ-130
с полной нагрузкой (включая прицеп) в г. Москве зимой, ночью
может быть обеспечен генератором со следующими парамет-
рами:
Мощность в Вт......................................... 250
Начальная частота вращения в горячем со-
стоянии в об/мин:
без нагрузки (17=12,5 В) . ......... 1200
с полной нагрузкой ................. 2400
Передаточное число передачи от генератора
к колесу автомобиля i..................... 13,1
Примечание. Передаточное число i = ioir, где i0 = 6,97 — передаточ-
ное число главной передачи; iT = 1,88—передаточное число ременной пере-
дачи от коленчатого вала к генератору.
* В настоящее время заменен ГОСТом 9751—70.
17 Зак. ЮЛ	257
При этих испытаниях включение фар не производилось, так
как по условиям движения в городе в этом не было необходимо-
сти. Если при эксплуатации автомобиля требуется включать
фары, то возникает систематический разряд аккумуляторной
батареи. Следовательно, мощность генератора 250 Вт недоста-
точна.
При выборе характеристик генератора необходимо руковод-
ствоваться не только условием создания активного баланса
электроэнергии, но также учитывать следующее: неблагоприят-
ное влияние на срок службы аккумуляторной батареи малой
мощности генератора, приводящей к глубокой цикличности за-
ряда и разряда батареи; необходимость обеспечить достаточную
скорость восстановления емкости разряженной аккумуляторной
батареи; показатели использования материалов генератора; экс-
плуатационную надежность генератора и упрощение ухода за
ним в эксплуатации.
В табл. 74 приведены параметры генераторов, определяющие
их характеристики и степень использования.
74. Параметры генераторов постоянного тока
Генератор	Автомобиль	Номиналь- ная мощ- ность в Вт	Номинальная частота вра- щения возбу- ждения холод- ного генерато- ра в об'мин	Масса генератора без шкива в кг	Показа- тель ис- пользова- ния в Вт кг
Г-49	ЗИЛ-130	350	1800	10,58	8,36
Г-123	ЗИЛ-130	250	1500	9,36	8,5
Г-130	ЗИЛ-130	350	2500	9,47	7,05
Г-15Б	311 Л-150 и ЗИЛ-164	225	1300	10,5	7,53
Г-12	ЗИЛ-164	225	1350	9,36	8,5
Нигерией-	—•	350	1950	9,13	9,43
ШИЛ					
Примечание. Показатель использования вычисляется по формуле
Р 1000
_ и
где Ри — номинальная мощность генератора;
ин - начальная частота вращения генератора с полной нагрузкой;
G — масса генератора.
Первая опытная партия генераторов постоянного тока Г-130
мощностью 350 Вт, которые обеспечивали положительный ба-
ланс электроэнергии, подвергались эксплуатационным испыта-
ниям (на 104 автомобилях) в различных районах страны. Эти
испытания показали, что генераторы имеют ряд дефектов, основ-
ными из которых являются: разрушение подшипников со сторо-
ны привода; межвитковое замыкание обмотки якоря; зависание
258
щеток; подгар коллектора; повышенный износ щеток. Одной нз
причин разрушения подшипников явилось недостаточное коли-
чество смазки, поэтому была выпущена опытная партия генера-
торов Г-130А с закрытыми подшипниками, не требующими до-
бавлениями смазки в эксплуатации. Эти генераторы выдержали
длительные стендовые испытания (до 3000 ч) и эксплуатацион-
ные испытания при пробегах до 215 тыс. км. и были рекомендо-
ваны для установки на автомобили ЗИЛ-130.
Генератор переменного тока
Принципиальными недостатками генераторов постоянного
тока является наличие вращающейся якорной обмотки и коллек-
тора. В генераторе переменного тока отсутствует коллектор,
а якорные обмотки неподвижны. Это исключает значительную
часть дефектов, снижает объем технического обслуживания,
дает возможность увеличить частоту вращения генератора, а
следовательно, улучшить баланс электроэнергии.
Был разработан генератор с отдельно расположенным селе-
новым выпрямителем, выбор которого был в то время оправдан
тем, что кремниевых диодов для автомобильных генераторов еще
не было, а селеновые выпрямители выпускались отечественной
промышленностью для автобусных генераторов переменного
тока. Комплект генераторной установки переменного тока состо-
ял из генератора Г-259 (12 В, 28А), селенового герметичного вы-
прямителя 100Л26-У и реле-регулятора РР-41А. Испытаний эта
генераторная установка не выдержала. Основные недостатки —
затрудненный монтаж и чрезмерный нагрев селенового выпря-
мителя.
Затем был разработан генератор переменного тока мощно-
стью 350 Вт с встроенными кремниевыми диодами. Опытные об-
разцы таких генераторов типа Г-138 завода АТЭ и Г-260М за-
вода КАТЭК, работавшие совместно с двухэлементными реле-
регуляторами РР-125 завода АТЭ-1, выдержали стендовые
испытания в течение 3800 ч и эксплуатационные при пробегах до
50 тыс. км. При испытании было обнаружено перемещение вит-
ков статорной обмотки и межвитковые замыкания, так как об-
мотки не имели пропитки.
Одновременно было принято решение о разработке единого
генератора переменного тока для всех автомобильных заво-
дов. Генератор Г-250 мощностью 500 Вт был разработан заводом
КАТЭК и НИИавтоприборов. Испытания этого генератора, ко-
торый имел, в частности, отдельные диоды, выявили следующие
дефекты: разрушение изоляции статорной обмотки из-за пере-
грева; разрушение подшипников; зависание щеток; износ кон-
тактных колец; выход из строя диодов. Завод АТЭ-1 внес в гене-
ратор ряд изменений, чтобы устранить эти дефекты (увеличены
размеры вентиляционных окон в крышках, ввел усиленную про-
17*	259
питку обмотки статоров для устранения межвитковых замыка-
ний, а в подшипниках — смазку ЛД-31 вместо применявшейся
ранее ОКБ-122-7 и т. п.). Одним из значительных конструктив-
ных изменений явилось введение блока диодов вместо приме-
нявшихся ранее отдельных диодов. Однако при испытаниях
была обнаружена недостаточная вибропрочность блоков и низ-
кое качество сборки полупроводникового элемента с алюминие-
вым радиатором. С помощью конструктивных и технологических
мероприятий эти недостатки были устранены.
Длительные стендовые испытания генераторов и реле-регуля-
торов проводятся, как правило, на многопозиционных стендах,
имеющих раму для крепления генераторов и реле-регуляторов и
один или несколько электродвигателей переменного тока. Для
изменения частоты вращения генераторов служат сменные
шкивы.
Стенды для лабораторной проверки генераторов и реле-регу-
ляторов имеют переменную частоту вращения. Генератор кре-
пится на стенде и приводится во вращение клиновидным ремнем,
как, например, на стенде ГАРО, или через соединительную муф-
ту, как, например, в динамометрической машине фирмы УЕМ
(ГДР). Частота вращения на стенде изменяется или при помо-
щи вариатора (стенд ГАРО) или путем изменения частоты вра-
щения приводного двигателя, включенного по схеме Г — Д
(стенд УЕМ).
Генератор переменного тока, который изображен на рис. 108,
представляет собой трехфазную 12-полюсную электрическую
машину с встроенным выпрямительным блоком и проточной
вентиляцией. Генератор, предназначенный для работы в одно-
проводной схеме электрооборудования автомобиля с присоеди-
нением отрицательного вывода на корпус (массу), имеет следую-
щие выводы: « + » — для соединения с аккумуляторной батареей
и с потребителями, Ill — для соединения с выводом Ш регулято-
ра напряжения и «—» для соединения с корпусом регулятора
напряжения и массой.
Принципиальная схема соединения генератора и регулятора
напряжения на автомобиле показана на рис. 109.
Генератор состоит из следующих основных частей: статора
12 (рис. 108), ротора 11, крышки 1 со стороны контактных колец,
крышки 10 со стороны привода, шкива 8 и вентилятора 5. Ста-
тор представляет собой пакет, набранный из пластин электро-
технической стали, в восемнадцати пазах которого заложена
трехфазная катушечная обмотка, соединенная в звезду. Ротор
имеет обмотку возбуждения, клювообразные магнитопроводы,
образующие полюса, и контактные кольца 2.
Крышка со стороны колец имеет вентиляционные окна и лапу
для крепления генератора. На крышке крепится пластмассовый
щеткодержатель 3 с двумя щетками 4, одна из которых соедине-
на с корпусом (массой), а другая с выводом Ш и блоком 13
260
выпрямительных диодов. Крышка со стороны привода тоже
имеет вентиляционные окна, а также лапы для крепления и на-
тяжной планки. Вал 7 генератора вращается в двух шарикопод-
шипниках 9 и 14 закрытого типа со встроенными резиновыми
уплотнителями.
Рис. 108. Генератор переменного тока
Рис. 109. Электрическая схема генератора и регулятора напряжения:
I — генератор; II — регулятор напряжения
261
На передний конец, вала надет на шпонке 6 шкив 8 с венти-
лятором 5. При вращении якоря вентилятор просасывает воздух
через генератор, вследствие чего он охлаждается.
Постоянный ток от аккумуляторной батареи через регулятор
напряжения, щетки генератора и контактные кольца течет по
обмотке возбуждения, создавая постоянный магнитный поток.
Этот магнитный поток замыкается через клювообразные магнп-
топриводы, воздушный зазор и пакет железа статора. При вра-
щении ротора в катушках обмотки статора наводится перемен-
ная э. д. с., которая выпрямляется блоком диодов, соединенным
в схему Ларионова (трехфазного моста с двухполупернодным
выпрямителем).
Ниже приведена техническая характеристика генератора
Г-250Ш:
Номинальное напряжение в В .... .	12
Начальная частота вращения возбуждения генератора в
холодном состоянии, при которой достигается напряжение
12,5 В, в об/мин при токе нагрузки:
О . .	...................................... 900, не более
28 А.......................................... 2100,	не более
Начальная частота вращения возбуждения генератора в
горячем состоянии в об/мин при токе нагрузки:
0 ............................................. 950,	не более
28 А ......................................... 2200,	не более
Максимальная сила тока в А ...	-	40 i 5
Масса в кг................................  ......	5,4
Баланс электроэнергии
После испытаний первых опытных образцов унифицирован-
ного генератора переменного тока Г-250И был проведен конт-
рольный расчет электробаланса автомобиля ЗИЛ-130 с прице-
пом. Расчет проводился в соответствии с отраслевой нормалью,
разработанной НИИавтоприборов. Исходные данные для рас-
чета:
1.	Суммарный эквивалентный ток и мощность, приведенные
в табл. 75, определяли по формулам:
Д>н — мА'и;
Р =1Л
где /дг — номинальная сила тока потребителя в А;
— коэффициент использования;
U — напряжение в В; U = 12,5 В.
2.	Передаточное число ременной передачи от коленчатого ва-
ла к генератору ir = 1,84.
3.	Частота вращения при холостом ходе двигателя 550—
650 об/мин.
4.	Передаточное число главной передачи i0 = 6,45.
262
75. Расчетные мощности потребителей
Потребители	Тип потребителя	Количество на автомобиль	Мощность в Вт		Сила тока в А		Относительное время работы при движе- нии		Расчетная мощ- ность потреби- теля в Вт при движении		Расчетная сила тока по- требителей в А при движении	
			Одного потребителя	Сум- марная комп- лекта	Одного потре- бителя	Сум- марная комп- лекта						
							в го- роде	ПО шоссе	в го- роде	ПО шоссе	в го- роде	ПО шоссе
Потребители автомобиля												
Фара: нить дальнего света нить ближнего света	А12-50+40	2	50 при 12.2В 40 при 12,2В	100 80	4,1 3,28	8,2 6,56	0,05 0,05	0,95 0,05	5 4	95 4	0,405 0,328	7,78 0,328
Подфарники (габарит- ный свет) 		А12-21 -}-6, нить 6 св	2	8,25 при 13В	16,5	0,635	1,27	0,9	0,1	14,85	1,65	1,144	0,127
Задние фонари (габа- ритный свет)		А12-3	2	5,9 при 13В	11,8	0,454	0,90	1	1	11,8	11,8	0,9	0,9
Указатели поворота: передние	. . задние 		А12-21+6 А12-21	1 1	18,6 при 12,8В 18,6 при 12,8В	18,6 18,6	1,45 1,45	1,45 1,45	0,15 0,15	0,05 0,05	2,79 2,79	0,93 0,93	0,218 0,218	0,0725 0,0725
Указатели торможе- ния 		А12-21	2	18,6 при 12,8В	37,2	1,45	2,9	0,25	0,05	9,3	1,86	0,725	0,145
Освещение приборов	А12-1.5	7	3,14 при 14В	22	0,224	1,568	1	1	22	22	1,568	1,568
Приборы .....	—	3	—	7,2	0,2	0,6	1	1	7,2	7,2	0,6	0,6
Контрольные лампы	А12-1 А12-1,5	3 1	2,09 при 14,4В 3,14 при 14В	6,27 3,14	0,145 0,224	0,435 0,24	|о,2	}о,2	1,25 0,628	1,25 0,628	0,087 0,045	0,087 0,045
Система зажигания	—	1	—	18	1,5	1,5	1	1	18	18	1,5	1,5
263
264
Продолжение табл. 75
Потребители	Тип потребителя	Количество на автомобиль	Мощность в Вт		Сила тока в А		Относительное время работы при движе- нии		Расчетная мощ- ность потреби- теля в Вт при движении		Расчетная сила тока по- требителей В А при движении	
			Одного потребителя	Сум- марная комп- лекта	Одного потре- бителя	Сум- марная комп- лекта						
							в го- роде	по шоссе	в го- роде	по шоссе	в го- роде	по шоссе
Электродвигатель ото- пления 		МЭ211	1	50 при 12В	60	4,2	4,2	0,7	0,7	42	42	2,94	2,94
Звуковой сигнал . . .	С44	1	36 при 12В	36	3	3	0	0,05	—	1,8	—	0,15
Всего 	 Плафоны освещения фургона		А12-6	3	Потребите 8,25 при 13В	гли при 24,75	цепа 0,635	1,9	0,1	0,1	141,608 2,475	209,048 2,475	10,67в|16,315	
											0,19	0,19
Задние фонари (габа- ритный свет)		А12-6	2	8,25 при 13В	16,5	0,635	1,27	1	1	15,5	16,5	1,27	1,27
Задние указатели по- ворота 		А12-21	1	18,6 при 12,8В	18,6	1,45	1,45	0,15	0,05	2,79	0,93	0,218	0,073
Указатели торможе- ния 		А12-21	2	18,6 при 12,8В	37,2	1,45	2,9	0,25	0,05	9,3	1,86	0,725	0,145
Указатели габарита (передние и задние) . .	А12-6	4	8,25 при 13В	33	0,635	2,54	1	1	33	33	2,54	2,54
Фонарь освещения но- мерного знака 		А12-3	1	5,9 при 13В	5,9	0,454	0,454	1	1	5,9	5,9	0,454	0,454
Всего			•—	—-	—			—		69,96	60,67	5,397| 4,672	
Суммарная мощность потребителей автомобиля и прицепа									211,568	269,718	16,07б|20,987	
5.	Передаточное число коробки передач (на прямой переда-
че) равно 1.
6.	Радиус качения колеса 7?к = 495 мм.
7.	Номинальная емкость батареи 81 А-ч.
Сила тока генератора и его начальная частота вращения воз-
буждения в горячем состоянии приведены в табл. 76.
76. Расчетные параметры генератора
Параметры	Без регуля- тора напря- жен и я	С регулятором напря жения РР-350
Частота вращения ротора при напряжении 12,5 В в об/мин: без нагрузки .	950	1000
с нагрузкой	 .	-	-	2200	2350
Максимальная сила тока отдачи генератора при частоте вращения ротора не более 5000 об/мин в А	. .	.	. .	.	.	40+5	35 -4-
Кривые скоростного режима генератора постоянного тока
Г-130 были получены при движении автомобиля ЗИЛ-130
в Москве и за городом по специальным маршрутам, а кривые
для генератора переменного тока Г-250И — пересчетом на новое
передаточное число.
Результаты расчета баланса электроэнергии приведены
в табл. 77.
77. Результаты расчета баланса электроэнергии
при движении автомобиля в городе и по шоссе
Параметры	Город		Шоссе	
	День	Ночь	День	Ночь
Часовой разряд (заряд) аккумуля- торной батареи в А-ч 		+4,7	—3,7	+ 17,9	-1 3,3
Суточный разряд (заряд) аккуму- ляторной батареи из расчета работы автомобиля 5 ч днем и 5 ч ночью в А-ч		+23,5	—18,5	+89,5	+ 16,5
Суточное колебание емкости акку- муляторной батареи в % номиналь- ной емкости .	.	. .	28	22,8	—	20,4
Расчет баланса электроэнергии показал, что: при движении
в очень тяжелых условиях по специальному маршруту в Москве
с ее интенсивным движением баланс электроэнергии положи-
тельный; баланс электроэнергии при движении по шоссе тоже
положительный; в городе зимой ночью за 5 ч работы аккумуля-
торная батарея может разрядиться на 22,8%, что допустимо,
особенно если учесть тяжелые условия эксплуатации.
265
РЕГУЛЯТОР НАПРЯЖЕНИЯ
Генераторы переменного тока испытывались с регуляторами
напряжения четырех типов: вибрационным двухступенчатым
РР-128, вибрационным контактно-транзисторным РР-362 и бес-
контактными транзисторными РР-139 и РР-350.
Двухступенчатые регуляторы напряжения требуют большого
опыта проектирования, тщательного изготовления п регулиро-
вания п поэтому производство их весьма трудоемко. Эти регуля-
торы имели много недостатков и были в самом начале сняты
с испытании.
Длительные стендовые и эксплуатационные испытания гене-
раторов переменного тока проводились только с регуляторами
РР-362, РР-139 п РР-350. В табл. 78 приведены основные дан-
ные этих регуляторов и реле-регулятора РР-130, предназначен-
ного для генератора постоянного тока.
78. Характеристика регуляторов напряжения
Наименование	РР-1 30	РР-362	РР-139	Р-3 50
Особенности кон-	Контакты раз-	Контакты за-	На двух	На трех
струкции Габаритные разме- ры в мм:	мыкающие. Ток возбуждения проходит через контакты	мыкающие. Ток возбуждения проходит через транзистор. Имеется реле защиты	транзисто- рах. Име- ется реле защиты	транзисто- рах
ширина	111	108	112	116
длина	135	165	132	135
высота	74	70	90	59
Масса в г	900	1100	825	790
Срок службы в эксплуатации в тыс. км	До 100	До 100	Свыи	ie 300
Разрегулировка регулятора напря- жения в В Способ соединения реле-регулятора с генератором	До 0,6 Ви	1 нтовые зажимы	±0,35	±0,15 Штекерный разъем
Ремонтоспособ- ность	Ремонтоспосо- бен, не требует- ся персонал высокой квали- фикации	Ремонтоспосо- бен, в специ- альных мастер- ских	Не ремонтоспособен	
Применение	Широкое с ге- нераторами постоянного тока	Широкого применения не получил	Широкое с генераторами переменного тока	
266
Испытания регуляторов проводились как на стендах, так и
на автомобилях в различных климатических зонах. Наихудшим
при испытаниях был контактно-транзисторный регулятор РР-362.
Это закономерно, так как он имеет подвижную систему и замы-
кающие контакты, которые создают благоприятные условия для
попадания на их поверхность пыли и грязи, что приводит к раз-
регулировке регулятора и даже к выходу его из строя.
Бесконтактные транзисторные регуляторы напряжения
РР-139 и РР-350 обладают высокой эксплуатационной надеж-
ностью и стабильностью характеристик при пробегах автомоби-
ля до 300 тыс. км. Однако по соображениям производственного
характера для массового выпуска был принят регулятор
РР-350.
Ниже приведена техническая характеристика этого регуля-
тора напряжения:
Пределы регулируемого напряжения при температуре регуля-
тора, генератора и окружающей среды 20° С, частоте вращения
ротора 3000 4; 150 об/мин и силе тока нагрузки 14 А в В . .	13.9—14,6
Пределы регулируемого напряжения при одновременном изме-
нении частоты вращения с 2500 до 10 500 о5/мин, силы тока
нагрузки с минимального значения до 28 А, температуры окру-
жающей среды с 20 до 65° С в В	.............. 13,5—14,8
Фактическое падение напряжения между выводами «плюс» и
«шунт» регулятора при силе тока возбуждения 3 Л, напряжении
питания 12,5 В и температуре окружающей среды 20° С в В, не
более........................................................ 2
Регулятор напряжения устроен следующим образом. В кор-
пусе из цинкового сплава крепится алюминиевый радиатор
с тремя транзисторами. К радиатору на соединительных втулках
и кронштейнах прикреплены три изолированные панели, на ко-
торых смонтированы сопротивления, диоды и стабилитрон. Кор-
пус закрыт стальной крышкой. Принципиальная электрическая
схема регулятора показана на рис. 109. Функционально схему
можно разделить на две части — измерительное устройство и ре-
гулирующее устройство.
Измерительное устройство состоит из делителя, в который
входят резисторы /?/, R2, R, R3 и дроссель, кремниевого тран-
зистора Т1, кремниевого стабилитрона Д1 и резисторов R4 и R5.
В регулирующее устройство входят два германиевых транзисто-
ра Т2 и ТЗ, три диода Д2, ДЗ, Д4 и резисторы R7, R8 и R9.
Если напряжение, развиваемое генератором, не достигло ре-
гулируемого, падение напряжения на резисторе R1 мало — ста-
билитрон Д1 и транзистор Т1 заперты. При этом на транзисторе
Т1 будет большое падение напряжения, вследствие чего откроет-
ся транзистор Т2 и ток потечет по цепи R8— Д2 — Т2 — R7.
Падение напряжения на резисторе R8 вызовет открытие тран-
зистора ТЗ, включенного в цепь обмотки возбуждения генера-
тора.
267
Когда напряжение генератора достигнет регулируемого, на-
пряжение на резисторе R1 откроет стабилитрон и по резистору
R4 потечет ток. Падение напряжения на резисторе R4 откроет
транзистор Т1, на котором напряжение падает незначительно.
Это вызовет закрытие транзистора Т2, а следовательно, и тран-
зистора ТЗ. При этом в цепь обмотки возбуждения ОВ генера-
тора включается резистор R9, ток возбуждения генератора
уменьшается и напряжение падает.
СТАРТЕР
В результате исследований, проведенных в НИИавтоприбо-
ров, было установлено, что наивыгоднейшее передаточное число
от шестерни стартера к зубчатому венцу маховика находится
в пределах 20—30, а также была выведена формула для мощно-
сти стартера в зависимости от конструктивных особенностей
двигателя.
Для получения наибольшего передаточного числа при допус-
тимых размерах маховика был принят стартер, шестерня кото-
рого имела девять зубьев при модуле 2,5 мм. Но в этом случае
из-за малой толщины шестерни было трудно обеспечить правиль-
ный режим термообработки, поэтому модуль увеличили до 3 мм,
а число зубьев шестерни оставили прежним. Передаточное число
при этом равно 15,7.
Мощность стартера определяли по формуле (в л. с.)
Мст = 97 К	+ 8шгш + SKrK + 0,15п(/ш + гв) 1 10 6,
Л
где Sn — площадь боковой поверхности всех поршней в см2;
R — радиус кривошипа коленчатого вала в см;
Зш— площадь поверхности всех шатунных шеек коленчато-
го вала в см2;
гш и гк — радиусы соответственно шатунных и коренных шеек
коленчатого вала в см;
SK — площадь поверхности всех коренных шеек коленчато-
го вала в см2.
Мощность стартера, подсчитанная по этой формуле, равна
1,6 л. с., а с учетом вольт-амперной характеристики аккумуля-
торной батареи 1,5 л. с. Стартер такой мощности типа СТ-14Б
был принят к установке на двигатель ЗИЛ-130.
Принципиальная конструктивная особенность этого старте-
ра — применение винтовых шлицев в рычажном приводе.
Результаты испытаний двигателя ЗИЛ-130 в холодильной
камере НАМИ показали, что пусковая система его выбрана пра-
вильно.
Испытания стартеров в эксплуатационных условиях выявили
следующие основные недостатки: пробуксовку и поломку муфты
свободного хода привода, вызванные износом плунжеров, по-
268
ломкой пружин и обоймы, а также разрушение упорной шайбы
привода.
Для увеличения долговечности муфты свободного хода был
изменен угол между осями направляющих отверстий плунжеров
и роликов, увеличена твердость обоймы и установлены специ-
альные упоры под пружины.
В настоящее время на двигателе ЗИЛ-130 устанавливается
стартер СТ-130А, который отличается от стартера СТ-14Б кон-
струкцией токоведущей шины, муфты свободного хода и мате-
риалом щеток.
Характеристики стартера снимают на стенде, имеющем шес-
терню с тормозным устройством. Шестерня стартера вводится
в зацепление с шестерней стенда. При изменении силы затяжки
тормоза меняется нагрузка на стартер, в этот момент фикси-
руется частота вращения, сила тока и крутящий момент старте-
ра, а также напряжение на его зажимах. Износные испытания
стартеров проводились на стенде, имитирующим работу старте-
ра на двигателе.
СИСТЕМА ЗАЖИГАНИЯ
Обычная система зажигания
Для автомобиля ЗИЛ-130 была принята обычная система
батарейного зажигания, включающая следующие аппараты:
распределитель Р-4В, катушку зажигания Б-13 и свечи А-15Б.
Аппараты зажигания, принятые для установки на автомоби-
ле ЗИЛ-130, имели следующие конструктивные особенности,
обеспечивающие их надежность. Высоковольтные детали распре-
делителя (крышка и бегунок) изготовлены из новой пластмас-
сы с минеральным наполнителем вместо древесной муки, приме-
нявшейся ранее. Крышки имеют развитую ребристую поверх-
ность, что значительно уменьшает возможность поверхностного
электрического разряда даже при значительном увлажнении.
Прерывательный механизм снабжен рычажной малоинерционной
системой особой конструкции. Параллельно контактам преры-
вателя включен малогабаритный самовосстанавливающийся
конденсатор, который даже в случае многократных пробоев пол-
ностью сохраняет работоспособность.
Для шарикоподшипника пластины прерывателя применена
литиевая смазка, значительно увеличивающая его срок службы,
а для мембраны вакуумного регулятора опережения зажигания
в качестве материала использован обрезиненный капрон, обеспе-
чивающий высокую долговечность регулятора.
Повышена чистота обработки валика и вкладышей для уве-
личения износостойкости. На валике сделана маслоотгонная ка-
навка, препятствующая попаданию масла из двигателя в полость
прерывателя. Изменена конструкция изоляторов вывода низкого
269
напряжения, для которых применен пластичный термопласт,
вместо хрупкой термореактивной пластмассы.
На двигателе ЗИЛ-130 устанавливается катушка зажигания
Б-13, имеющая наилучшие для двигателей ЗИЛ-130 характерис-
тики. Принципиально новое в этой катушке — выполнение изо-
ляции обмоток вместо применяемой ранее пропитки обмоток и
заливки их компаундом, обмотки катушки помещены в герметич-
ный корпус и залиты трансформаторным маслом. Это исключает
наличие пузырьков воздуха между витками обмоток, кроме то-
го, трансформаторное масло, улучшая отвод тепла, одновремен-
но служит диэлектриком, который не подвержен окислению и не
сохнет.
Крышка катушки Б-13 изготовляется из улучшенной высоко-
вольтной пластмассы с минеральным наполнителем; кроме того,
установка внутренней изоляционной втулки на выступающую
часть сердечника устранила возможность появления внутренних
электрических перекрытий.
Применение ввертываемого вывода повысило надежность
крепления высоковольтного провода.
Экспериментальные и доводочные работы по системе зажи-
гания включали выбор характеристики регулятора опережения
зажигания; тепловой характеристики свечи зажигания; характе-
ристик катушки зажигания; емкости конденсатора прерывателя;
уточнение положения октан-корректора; проведение эксплуата-
ционных и стендовых испытаний, а также повышение надежно-
сти аппаратов.
Характеристики регуляторов опережения зажигания опреде-
ляют при испытании двигателей.
Свечи зажигания. Предварительный выбор свечей зажига-
ния проводился при моторных испытаниях свечей А16У, А14У,
А11У, А15Б, А13Б. Зазор между электродами свечей зажигания
был установлен 0,65—0,7 мм. Калильные числа их по шкале
Бош, измеренные на установке НИИавтоприборов, приведены
ниже:
Свеча зажигания...................	. . АШУ А14У А11У А15Б А13Б
Калильное число ....................... 135	145	165	160	180
Свечи зажигания испытывали на лабораторных образцах
двигателей ЗИЛ-130 на топливе с октановым числом 76 при пол-
ной мощности (и = 3200 об/мин) и холостом ходе (и =
= 400 об/мин). На режиме полной мощности двигатели работа-
ли с каждой свечой зажигания в течение 10 мин. Для ужесточе-
ния режимов работы двигателя испытания проводились при
температуре охлаждающей воды и масла 90° С и при более ран-
нем угле опережения зажигания. Продолжительность испытаний
на режиме холостого хода составляла 2 ч при температуре ох-
лаждающей воды и масла 18—20° С.
270
Ниже приведено снижение мощности двигателя в результа-
те появления калильного зажигания при полностью открытой
дроссельной заслонке и различных свечах зажигания:
Свеча зажигания............ ....	А16У А14У А11У А15Б А13Б
Снижение мощности в %	......... 13	1,6	1,4	1,2	1,2
Таким образом наибольшее снижение мощности наблюдает-
ся при работе двигателя со свечами А16У.
После испытаний двигателя на холостом ходу все свечи за-
жигания имели слабый налет копоти и стендовые испытания не
позволили выбрать тип свечи по этому параметру.
По верхнему пределу тепловой характеристики выбиралась
свеча зажигания, не дающая калильного зажигания и имеющая
наименьшее калильное число. Так как свечи зажигания А14У и
А11У имели тальковое уплотнение и герметичность их была не-
достаточно надежна, то для дальнейших испытаний была остав-
лена свеча зажигания А15Б; она выдержала испытания и была
принята к установке на двигатели ЗИЛ-130.
Испытание свечей зажигания на искрообразование произво-
дится на специальной установке, состоящей из камеры со шту-
цером, через который подается сжатый воздух, с резьбовым от-
верстием для свечи и смотровыми окнами для наблюдения за
искрообразованием, источника постоянного тока с напряжением
12 В, стандартной системы зажигания, разрядников, включенных
параллельно испытуемым свечам зажигания, выпрямителя и
соединительных проводов. Длина проводов, соединяющих рас-
пределитель с испытываемыми свечами зажигания, не должна
превышать 1 м.
При проверке на бесперебойность искрообразования давле-
ние в камере устанавливается равным 9 кгс/см2, а зазор между
иглами разрядника 16 мм. Частота вращения валика распреде-
лителя равна 500 об/мин. На центральном электроде свечи за-
жигания полярность импульса должна быть отрицательной.
Искрообразование свечи зажигания считается бесперебойным,
если при визуальном наблюдении искры между ее электродами
проскакивают бесперебойно. Допускается появление одиночных
искр на электродах разрядника, но не более 10 за 30 с.
Испытание на герметичность свечи зажигания производится
на той же установке, только без подключения высокого напря-
жения. Давление в камере в этом случае равно 10 кгс/см2. Про-
должительность проверки 30 с. В состоянии поставки свеча за-
жигания должна быть герметичной. В процессе эксплуатации
допускается просачивание воздуха по соединениям свечи до
10 см3/мпн.
При определении негерметичности свечу зажигания погру-
жают в стакан с жидкостью (бензин БР-1 «галоша») так, чтобы
ее уровень был выше изолятора свечи. Количество просачивае-
мого воздуха измеряют с помощью пьезометрической трубки.
271
Термостойкость свечи зажигания проверяют, нагревая ее
ввертную часть в течение 10 мин при температуре 700° С в му-
фельной или тигельной электрической печи. Испытуемые свечи
зажигания устанавливают в отверстие пластины толщиной, рав-
ной длине ввертной части свечи. Пластина состоит из двух сталь-
ных листов каждый толщиной 1,5 мм и асбестовой прокладки
между ними. Диаметр отверстий под свечу зажигания на 0,5 мм
больше диаметра ее ввертной части. Пластину до установки све-
чей зажигания прогревают вместе с электропечью. Температуру
печи замеряют при помощи термопары, расположенной в центре
пластины и опущенной на 50 мм ниже ее.
Изоляторы свечи зажигания на электрическую прочность
проверяли на испытательной установке модели ТУ-235, которая
представляет собой высоковольтный трансформатор с перемен-
ным коэффициентом трансформации. Вторичное напряжение
трансформатора достигает 60 кВ. Проверка электрической проч-
ности производится в трансформаторном масле, имеющем про-
бивное напряжение не ниже 40 кВ. Электрод, накладываемый
на внешнюю поверхность пояска изолятора свечи зажигания
с охватом фасок, должен быть из алюминиевой фольги толщи-
ной 0,01 мм. Напряжение прикладывается между электродом из
алюминиевой фольги и центральным электродом.
Изолятор должен выдерживать эффективное напряжение
18 кВ в течение 30 с. Напряжение увеличивается плавно со ско-
ростью 1—2 кВ в секунду.
Распределитель. Предложенная заводом на основании испы-
таний двигателей характеристика центробежного регулятора
опережения зажигания была несколько уточнена заводом АТЭ-2
применительно к действующему технологическому процессу.
Характеристики центробежного и вакуумного регуляторов опе-
режения зажигания, а также бесперебойность искрообразования
проверяли на специальном стенде. Распределитель крепится на
стойке и его вал при помощи переходной муфты соединяется
с электродвигателем постоянного тока, частоту вращения кото-
рого можно плавно менять от 0 до 3000 об/мин. С соединительной
муфтой связан вращающийся диск, в двух прорезях которого
расположены специальные неоновые лампы, включенные в элек-
тронную схему. Задающие импульсы снимаются с контактов
прерывателя, конденсатор при этом должен быть отключен.
Схема может работать в двух режимах: с подачей импульса на
неоновые лампы в момент размыкания или в момент замыкания
контактов прерывателя. Вспышка неоновых ламп фиксируется
по поворотному лимбу и указывает угол опережения зажигания.
Цена деления лимба 1°.
Стенд имеет устройство для создания вакуума при проверке
вакуумного регулятора опережения зажигания и игольчатые
разрядники для проверки бесперебойности искрообразования.
В процессе заводских испытаний, а также в начале эксплуа-
272
тации был отмечен повышенный износ контактов прерывателя.
Для уменьшения этого износа были проведены испытания рас-
пределителей с конденсаторами емкостью 0,2 мкФ, применявши-
мися в то время, и емкостью 0,3 мкФ. Испытания показали, что
при увеличении емкости конденсатора до 0,3 мкФ уменьшается
износ контактов, а вторичное напряжение снижается примерно
на 0,2 кВ. При дальнейшем увеличении емкости конденсатора
износ контактов возрастает.
Конденсатор емкостью 0,3 мкФ был рекомендован в произ-
водство.
Катушка зажигания. При выборе катушки зажигания, имею-
щей наилучшие характеристики применительно к двигателю
ЗИЛ-130, сравнивались три катушки Б-13, Б-7А и Б-1. Были из-
мерены емкости проводов высокого напряжения и прочих эле-
ментов вторичной цепи, а также пробивные напряжения непо-
средственно на двигателе при различных зазорах между элект-
родами и вторичные напряжения, развиваемые различными ка-
тушками зажигания при работе с распределителем Р-4В. Ниже
приведена емкость проводов к свече зажигания каждого цилинд-
ра (в пкФ):
Цилиндр...................... 1-й	2-й 3-й 4-й 5-й 6-й 7-й 8-й
Емкость провода к свече....... 55	45 43 23 45 40 27 23
Пробивные напряжения (см. табл. 79) измеряли с помощью
шарового разрядника с кварцевой лампой при провертывании
холодного двигателя и при его работе на режиме полной мощно-
сти с минимальными углами опережения зажигания.
79. Пробивные напряжения свечей зажигания (в кВ)
Зазор в све- чах зажига- ния в мм	Режим пуска при п в об/мин			Рабочий режим при п в об/мин			
	80	150	200	500	1000	1500	1600
0,6	12,5	13,1	13,8	9,8	9,0	5,7	5,0
1,0	13,4	13,8	14,3	11,2	10,3	7,5	6,6
1,2	13,6	14,1	14,5	12,7	11,8	9,3	8,3
Вторичное напряжение, развиваемое катушками Б-13, Б-7А
и Б-1 при работе с распределителем Р-4В в рабочем диапазоне,
замеряли разрядником с кварцевой лампой при напряжении пи-
тания 12 В (табл. 80). Вторичное напряжение, развиваемое эти-
ми же катушками при пуске двигателя, измеряли при напряже-
нии питания 8 В и закороченных добавочных резисторах.
Для оценки работы системы зажигания были вычислены ко-
эффициент эксплуатации Ка, показывающий относительное
уменьшение напряжения, которое катушка может развить на
автомобиле, по сравнению с напряжением, полученным в лабо-
18 Зак. 1071	273
80. Вторичное напряжение катушек зажигания в кВ
Частота вращения п в об'мин	Б-13	Б-7А	Б-1
	Рабочий диапазон		
200	—	20,4	—.
500	24,5	22,1	21,8
1000	24,0	20,5	18,0
1500	21,0	19,6	15,8
1600	20,4	19,0	15,6
	При пуске двигателя		
80	31,4	19,8	24,0
150	32,0	20,4	24,0
200	32,5	20,5	24,3
раторных условиях, и коэффициент запаса Кв, показывающий
запас напряжения катушки по отношению к пробивному напря-
жению.
Коэффициент эксплуатации (индексы л и э означают, что па-
раметр получен при работе катушки зажигания соответственно
в эксплуатации или в лаборатории)
arctgcp^ arctg фэ
<₽л	фэ
где С2л и С2э — емкости вторичной цепи.
Величины <рл и <рэ вычисляли по следующим формулам:
=	1.75-106,
\ К'2 /
где Wi и W2 — число витков соответственно первичной и вторич-
ной обмоток катушки зажигания; ниже приведе-
но число витков обмоток различных катушек:
Б-13 ..а>| = 270; w2 = 26 000
Б-1........................к',	= 330; w2= 19 000
Б-7А.........................=	300; w2 = 22 000
274
Rn — эквивалентное сопротивление потерь; для кату-
шек зажигания Б-13, Б-1 и Б-7А оно соответствен-
но составляет 1,75 • 106; 1,00 • 106 и 2,75-Ю60м;
эти величины определены расчетом по экспери-
ментально полученному значению коэффицента
тока;
— сопротивление шунта; = 3-106 Ом;
Сэ и Сл — емкости, приведенные к виткам первичной обмот-
ки катушки зажигания:
Сэ = С, + (С2к + С2р + С2с + С2п) f ;
\ /
Сл = С] + (С2к + С2р + С2п) f—L'j ;
V w2 /
Ci — емкость первичного конденсатора;
С2к — емкость катушки зажигания; для катушек зажи-
гания Б-13, Б-1 и Б-7А она соответственно равна
43; 61 и 65 пкФ;
С2р — емкость разрядника и провода; С2р = 6 пкФ;
С2с и С2п — емкость свечи зажигания и высоковольтного про-
вода; их значения приведены на стр. 273;
Li — индуктивность первичной цепи; для катушек за-
жигания Б-13, Б-1 и Б-7А она соответственно рав-
на 7; 10 и 10,3 мГ;
7?л — сопротивление.
Коэффициент запаса
д-  КэКтОгл
3 11 ’
vnp
где Ат — температурный коэффициент, показывающий снижение
напряжения вследствие нагрева катушки (при пуске
двигателя Кт = 1,0; на остальных режимах Кт = 0,9);
П2л — напряжение, развиваемое катушкой в лабораторных ус-
ловиях;
СПр — пробивное напряжение свечи зажигания, измеряемое
на двигателе.
При расчете для пускового режима принимался исходя
из емкости самого короткого провода, для других режимов учи-
тывался коэффициент Кэ для самого длинного провода.
Ниже приведен коэффициент эксплуатации для различных
катушек:
Б-13..........0,714—0,781
Б-1	  0,805—0,87
Б-7А.......	0,72—0,79
Примечание. Меньшее число относится к самому короткому проводу,
большее — к самому длинному.
18*	275
Коэффициент запаса катушек зажигания дан в табл. 81.
81. Коэффициент запаса катушек зажигания
Зазор в свече зажигания в мм	Пуск двигателя	Режим максималь- ного пробивного напряжения (п=500 об/мнн)	Режим макси- мальной частоты вращения
	Катушка зажигания Б-13		
0,7	1,85	1,605	2,57
1,0	1,79	1,405	1,95
1,2	1,76	1,24	1,56
	Катушка зажигания Б-1		
0,7	1,54	1,62	2,23
1,0	1,48	1,42	1,69
1,2	1,47	1,25	1,35
	Катушка зажигания Б-7А		
0,7	1,17	1,46	2,46
1,0	1,0	1,29	1,87
1,2	1,11	1,13	1,49
Для автомобиля ЗИЛ-130 была принята катушка Б-13, так
как она имела наилучшие характеристики.
В начале производства дополнительный резистор катушки
Б-13 изготовлялся из никеля, обладающего вариаторными свой-
ствами. С целью увеличения срока службы дополнительного
резистора было предложено делать его из константана, не обла-
дающего вариаторными свойствами.
Сопротивление никелевого дополнительного резистора в хо-
лодном состоянии равно 1,03 Ом и с нагревом оно увеличивается,
сопротивление константанового дополнительного резистора в хо-
лодном состоянии составляет 1,8 Ом и с нагревом оно практиче-
ски не меняется.
Транзисторная система зажигания
С целью увеличения срока службы контактов и улучшения
характеристик системы зажигания заводом АТЭ-2 совместно
с НИИавтоприборов была разработана контактно-транзисторная
система зажигания. Принципиальное отличие этой системы за-
жигания от ранее применявшейся заключается в том, что ком-
мутация тока в первичной цепи катушки зажигания осуществ-
ляется транзистором, а контакты прерывателя только управляют
им. Это позволило увеличить силу тока первичной обмотки и,
следовательно, вторичное напряжение и одновременно значи-
тельно улучшить условия работы контактов.
276
На рис. ПО изображена принципиальная электрическая схе-
ма контактно-транзисторной системы зажигания, которая состоит
из следующих основных элементов: катушки зажигания Б-114,
дополнительного сопротивления СЭ-107 и транзисторного ком-
мутатора ТК-102. Последний включает мощный германиевый
транзистор ГТ-701А, специальный трансформатор и блок за-
щиты, состоящий из кремниевого стабилизатора типа Д817-В,
включенного последовательно с диодом типа Д7-Ж, конденсато-
ра С1, соединенного параллельно первичной обмотке через
резистор R1 и защитного конденсатора С2.
Рис. ПО. Схема транзисторной системы зажигания:
1 — контакты прерывателя; 2 — транзисторный коммутатор ТК-102;
3 — замок зажигания; 4 — контакты выключателя стартера; 5 —
дополнительное сопротивление СЭ-107; 6 — катушка зажигания
Б-114
При замкнутых контактах прерывателя резистор R2 включен
в цепь, транзистор открывается и по первичной обмотке катуш-
ки зажигания течет ток. При размыкании контактов прерывателя
транзистор запирается и протекание тока по первичной обмотке
катушки зажигания прекращается. Трансформатор предназна-
чен для ускорения процесса запирания транзистора. Защита
транзистора от перенапряжений осуществляется специальным
блоком. Если напряжение на транзисторе чрезмерно повышается,
стабилитрон открывается и шунтирует первичную обмотку ка-
тушки зажигания.
Применение контактно-транзисторной системы зажигания по-
зволило отказаться от применения конденсатора. При переходе
на новую систему зажигания увеличился срок службы контактов
прерывателя, поэтому, чтобы повысить долговечность других уз-
лов распределителя, подушечки рычажка прерывателя стали из-
готовлять из графитированного текстолита и ввели литые грузи-
ки центробежного регулятора с залитыми латунными втулками
277
под оси. Кроме того, для стальных деталей, подверженных изно-
су, была введена термообработка.
Для контактно-транзисторной системы потребовалось созда-
ние совершенно новой катушки зажигания Б-114. Чтобы повы-
сить вторичное напряжение, был увеличен первичный ток и ко-
эффициент трансформации с целью уменьшения обратного на-
пряжения на транзисторе.
Так же, как и катушка зажигания Б-13, новая катушка Б-114
маслонаполненная и имеет ввертываемый ввод.
Во время лабораторных испытаний контактно-транзисторной
системы зажигания определяли: сопротивление первичной и вто-
ричной обмоток катушке зажигания при температуре 20° С;
омическое сопротивление дополнительных резисторов при тем-
пературе 20° С; максимальную частоту вращения бесперебойно-
го искрообразования; вторичное напряжение UZw, развиваемое
системой зажигания во время пуска двигателя при различных
шунтирующих нагрузках; напряжение П2м = f(n) при различ-
ных шунтирующих нагрузках (R = оо; 3 МОм) и окружающей
температуре 20° С.
Параметры катушек зажигания и дополнительных резисто-
ров приведены в табл. 82.
82. Сопротивление дополнительных резисторов и катушек зажигания в Ом
№ комплекта	Дополнительный резистор		Катушка зажигания	
	V	V	Я1	«2
I	0,54	0,54	0,47	21 010
2	0,554	0,544	0,46	20 430
3	0,59	0,589	0,46	21 410
4	0,542	0,544	0,46	20 450
5	0,567	0,564	0,46	21 500
Проверка бесперебойности искрообразования на трехэлек-
тродном игольчатом разряднике при искровом промежутке 7 и
9 мм и температуре 20° С показала, что транзисторная система
зажигания обеспечивает бесперебойное искрообразование при
частоте вращения кулачка прерывателя до 2800 об/мин.
Характеристика вторичного напряжения транзисторной и
обычной систем зажигания (для сравнения) приведена
в табл. 83 и на рис. 111, из которых следует, что максимальное
вторичное напряжение U2, развиваемое транзисторной системой
зажигания, составляет 32—33,1 кВ при = оо и 20,8—21,7 кВ
при Дш = 3 МОм, т. е. превышает максимальное вторичное на-
пряжение, развиваемое обычной системой зажигания при тех же
условиях.
Транзисторная система зажигания имеет лучшие характерис-
тики, чем обычная система зажигания, и при этом практически
278
83. Вторичное напряжение обычной транзисторной системы зажигания
№ комп- лекта	Сопротив- ление шунта в МОм	Напряжение U в кВ при частоте вращения валика распределителя в об/мин				
		200	500	1 000	1 500	2000
		Транзисторная система зажигания				
1		32,0	32,3	31,5	30,5	28
	3	20,5	21,7	20,5	19,6	18,8
2		32,5	33,1	32,8	30,7	28
	3	20,3	20,8	20,0	19,1	18,5
3		32,3	32,3	29	27,8	26
	3	21	21,3	20,9	19,3	18,5
4		30,5	32	29	27,4	25,5
	3	20,3	20,8	20	18,9	17,9
Обычная система зажигания
5		23,2	23,8	22,7	21,4	19,6
	3	18,2	18,4	18	17,2	15,7
Рис. 111. Характеристика системы за-
жигания:
1 — полупроводниковая система
ния; 2 — обычная система
3 — пробивное напряжение
ЗИЛ-130:
---------«ш “	-----
зажнга-
зажигания;
двигателя
R
= 3 МОм
отсутствует износ контактов прерывателя. Широкие эксплуата-
ционные испытания показали высокую надежность новой систе-
мы при пробегах автомобиля до 200 тыс. км и снижение расхода
топлива на 1—2% вследствие стабильности момента зажигания
из-за отсутствия подгарания и износа контактов.
КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ
Первоначально на щитке приборов автомобиля ЗИЛ-130
были установлены: спидометр с механическим приводом при по-
мощи гибкого вала; двухстрелочный манометр воздуха; указа-
тели уровня топлива; давления масла и температуры воды. Кро-
ме того, на щитке должны быть четыре контрольные лампы: за-
ряда аккумуляторных батарей, системы указателей поворотов
и аварийного перегрева воды (с линзами) и включения дальнего
света фар (глазок).
279
Сначала были изготовлены отдельные приборы на основе
конструкций, применявшихся ранее на автомобилях ЗИЛ. Чтобы
определить наиболее рациональное оформление, было проведе-
но сравнение следующих вариантов приборов с различной ок-
раской циферблатов и стрелок:
1.	Отдельные приборы, изготовленные для автомобиля
ЗИЛ-130: цвет шкал всех приборов черный, стрелки алюминие-
вые, неокрашенные (за исключением спидометра), деления и
надписи белые, деления, предупреждающие об опасности, крас-
ные. Все приборы круглые.
2.	Щиток приборов автомобиля Форд: тахометр и воздушный
манометр установлены отдельно, остальные приборы — скомпо-
нованы в единый блок (спидометр, указатели температуры во-
ды, давления масла и уровня топлива и амперметр). Цифербла-
ты всех приборов круглые, темно-серого цвета, стрелки светло-
красные; деления манометра и тахометра на отдельных участ-
ках зеленые и красные.
3.	Отдельные приборы с автобуса ЗИЛ-158: циферблаты
круглые, цвет циферблатов светло-желтый, цифры, деления и
надписи черные, стрелки также черные.
Видимость приборов в ночное время оценивали в темном по-
мещении при внутреннем подсвете приборов с применением ламп
с силой света 1 св. Оценка производилась субъективно не-
сколькими лицами, с позиции, аналогичной положению водителя
на автомобиле. Подсвет регулировался так же, как и на авто-
мобиле: реостатом центрального переключателя света. Види-
мость в дневное время проверяли непосредственно на автомоби-
ле с места водителя, а также субъективно.
В итоге были выбраны приборы с черной шкалой и белыми
штрихами и стрелками, как отличающиеся лучшей видимостью
и не утомляющие глаз водителя. Одновременно были определе-
ны размеры цифр, ширина штрихов и т. д. После доводки об-
разцов по внешнему оформлению, подсвету, точности показаний
и пр. были утверждены щитки приборов типа КП-200.
Для улучшения работы приборов, осуществляющих конт-
роль за системой смазки, были созданы реостатный датчик и
логометрический указатель давления масла.
В реостатном датчике давление масла действует на мембра-
ну, и деформация последней передается на контакты проволоч-
ного реостата. Казалось, что вследствие отсутствия размыкания
контактов и искрения между ними должен увеличиться срок
службы датчика и ликвидироваться радиопомехи. Однако посто-
янные небольшие перемещения контактов, связанные с пульса-
цией давления из-за работы шестеренчатого насоса и редукци-
онного клапана, вызывали износ реостата в зоне, соответствую-
щей точке рабочего давления. Кроме того, было обнаружено, что
некоторые реостатные датчики создают радиопомехи. Датчики
различаются по массе скользящих контактов и по этому приз-
280
наку могут быть разбиты на три группы с массой контакта 0,14;
0,02 и 0,015 г.
Измерения радиопомех и осциллографирование тока показа-
ли, что радиопомехи создают только датчики первой группы
(масса контакта 0,14 г), поскольку в их электрической цепи
имеются разрывы тока. Причиной этого являются инерционные
нагрузки на контакты из-за вибрации датчика при работе дви-
гателя или пульсации давления при вращении шестеренчатого
насоса и срабатывания редукционного клапана.
С этими датчиками были продолжены измерения радиопомех
и осциллографирование тока при разных вариантах их установ-
ки; на двигателе или кабине с соединением с системой смазки
металлической трубкой или резиновым шлангом; с подключени-
ем к постороннему источнику постоянного давления масла или
воздуха. При этом на датчик действовали совместо или порознь
пульсация давления и вибрации. Испытания показали, что при-
чиной радиопомех является только вибрация контактов датчика
в случае повышенной массы скользящего контакта.
Для обеспечения работоспособности приборов при пробеге
автомобилем 200—250 тыс. км были разработаны манометр
прямого действия и логометрический указатель температуры во-
ды с полупроводниковым датчиком ТМ100. Манометры прямого
действия устанавливаются на некоторых автомобилях и тракто-
рах отечественного производства, а также на большинстве зару-
бежных двигателей.
В манометрах прямого действия автомобиля ЗИЛ-130 дефор-
мация мембраны, на которую действует давление масла, вызы-
вает перемещение стрелки прибора. Манометр соединен с сис-
темой смазки двигателя резиновым шлангом вместо металличе-
ской трубки, так как его вибростойкость выше. Дополнительно
для обеспечения аварийной сигнализации при падении давления
как из-за неисправности системы смазки, так и в случае обрыва
шланга или разрушения мембраны введена контрольная лампа.
Лампа включается контактами, встроенными в механизм мано-
метра, при снижении давления до 0,3—0,6 кгс/см2.
Испытания этих манометров в условиях Крайнего Севера при
температуре около —40° С показали, что после пуска холодного
двигателя без предварительного подогрева манометр начинает
показывать давление через 20—30 с, а нормально работать через
5—6 мин. После пуска двигателя с предварительным прогревом
манометр начинает нормально работать через 5—6 с, что обес-
печивает надежный контроль за работой системы смазки дви-
гателя.
Для повышения надежности и долговечности приборов кон-
троля за температурой жидкости в системе охлаждения двига-
теля был разработан и изготовлен логометрический указатель
температуры с полупроводниковым датчиком ТМ100. Полупро-
водниковый датчик включен в цепь одной из обмоток логометри-
281
ческого указателя и представляет собой металлический баллон
с резьбой для крепления, внутрь которого помещены две полу-
проводниковые шайбы с металлизированной поверхностью. Со-
противление полупроводниковых шайб изменяется в зависимо-
сти от температуры:
Температура в °C............................ 40	60 80 100 120
Сопротивление датчика в Ом................  400	230 150 96 62
Изменение сопротивления датчика вызывает изменение силы
тока и магнитного потока одной из обмоток логометрического
указателя и соответствующее отклонение стрелки.
Испытания показали, что новые приборы контроля темпера-
туры вполне надежны и не создают радиопомех.
В связи с применением на автомобиле ЗИЛ-130 генератора
переменного тока контрольная лампа цепи заряда была замене-
на амперметром, при этом изменилась компоновка приборов и
оформление щитка. Амперметр, указатель уровня топлива, ма-
нометр и термометр объединены в общем корпусе. Этот комби-
нированный прибор имеет обозначение КП-205, а весь новый
щиток — КП-204.
Такая компоновка приборов, кроме улучшения внешнего ви-
да, позволила сохранить взаимозаменяемость щитков приборов
в целом, несмотря на увеличение количества приборов на нем.
У всех приборов нового щитка черные шкалы; цифры, дуги,
штрихи делений и надписи на шкалах белого цвета. Стрелки
двухстрелочного манометра воздуха и спидометра белые, стрел-
ки у приборов комбинации КП-205 красные, покрыты флюорес-
центной краской; ранты приборов окрашены алюминиевой крас-
кой.
На щитке имеется глазок с синим светофильтром для конт-
рольной лампы дальнего света фар, а также три отверстия для
контрольных ламп типа ПД-20. Одна лампа с зеленым и две
с рубиновым светофильтром сигнализируют об исправности со-
ответственно системы указателей поворота, аварийном перегре-
ве воды и о понижении давления в системе смазки двигателя.
Точность показаний спидометра проверяют на стенде, обору-
дованном электродвигателем переменного тока, вариатором
с ручным управлением привода и эталонным спидометром. Про-
веряемый спидометр подсоединяют к приводу с помощью гибкого
вала. Допускаемая погрешность приведена ниже:
Проверяемые точки
Скорость автомобиля в км/ч............ 20	40 60 80 100 120
Допускаемая погрешность показаний в км/ч +3 -{-3 +3 +4 -|-5 +6
Манометры масла и пневмосистемы проверяют на прессе ти-
па 3/РН2, который состоит из одноцилиндрового насоса с винто-
282
вым ручным приводом, эталонного манометра класса 0,5, резер-
вуара с маслом, регулирующих вентилей и присоединительного
штуцера. Проверку производят как при повышении, так и при по-
нижении давления. Допускаемая погрешность манометра возду-
ха пневмосистемы равна 0,4 кгс/см2, а манометра масла указана
ниже:
Давление в кгс/см2................... 1	4
Допускаемая погрешность показаний в
кгс/см2 .....................      .	. ±2 ±0,4
Для проверки указателя уровня топлива его подключают
к источнику постоянного напряжения 12 В через магазин сопро-
тивлений. Изменяя сопротивление, устанавливают стрелку ука-
зателя на контрольных точках шкалы, допускаемые при этом
сопротивления имеют следующие значения:
Проверяемые точки шкалы................ 0	1/4	1/2 П
Сопротивление контрольного реостата в Ом 0—6 10—19 26—38 51—62
Датчики указателей уровня топлива прооверяют на приспо-
соблении, имитирующем перемещение поплавка датчика при из-
менении уровня топлива в баке. На заданных лучевой диаграм-
мой чертежа контрольных высотах измеряют сопротивление рео-
стата, которое должно быть следующим:
Положение поплавка.................... 0	1/4	1/2 П
Сопротивление рабочей части реостата в Ом 0—3 13—15 30—34 56—58
В датчике указателя температуры воды проверяют сопро-
тивление при нагреве, для чего датчик помещают в глицерино-
вую ванну. Температуру глицерина контролируют эталонным
термометром. Сопротивление датчика определяют методом ам-
перметра-вольтметра. Допускаемые сопротивления приведены
выше.
Для проверки указателя температуры воды его в комплекте
с датчиком подключают к источнику постоянного напряжения
12 В. Датчик нагревают в глицериновой ванне, как указано вы-
ше. Допускаемая погрешность указателя в комплекте с датчи-
ком должна быть следующей:
Проверяемые точки по шкале приемника
в °C................................ 40	80 100 120
Допускаемая погрешность в °C . . .	. ±8 ±5 ±5 ±6
У приборов, приводимых в действие гибким валом, проверя-
ют колебания стрелки прибора и угловую деформацию троса.
Для проверки колебания стрелки гибкий вал располагают по
трассе, близкой к окружности радиусом 250 мм, и приводят во
вращение механизм стандартного спидометра с дополнительно
283
нанесенной градуировкой на шкале. Колебание стрелки спидо-
метра при этом не должно быть больше ±2 км/ч.
Для проверки угловой деформации троса прибор устанавли-
вают на приспособление, позволяющее фиксировать угол закру-
чивания нагруженного троса. Гибкий вал располагают по пря-
мой. Один конец троса зажимают неподвижно, другой нагружа-
ют поочередно моментами М = 0,15 кгс-см и Л12 = 0,75 кгс-см
и фиксируют угол закручивания, который не должен превышать
20° для нагрузки Л'Ц и 100° для нагрузки М2.
ОСВЕТИТЕЛЬНАЯ АППАРАТУРА
Номенклатура осветительных приборов автомобиля ЗИЛ-130
соответствует требованиям ГОСТа 8769—69 на внешние свето-
вые приборы автомобиля и их расположение. На автомобиле
должны были быть установлены фары, подфарники, задние фо-
нари.
Фары. Вначале на автомобилях ЗИЛ-130 устанавливались
фары ФГ2-Г2. Затем стали применять фары ФГ-122-Г с умень-
шенными корпусами и упрощенной системой регулировки. Опти-
ческие элементы фар (типа ФГ-105) снабжались измененными
рассеивателями, улучшающими светораспределение. В резуль-
тате этого изменения сила света фар в направлениях, определя-
ющих слепящее действие (в точках экрана вверх — влево и
вправо), несколько снизилась, а в направлениях, определяющих
освещенность дороги (вниз — вправо), повысилась.
Задние фонари. На первые автомобили ЗИЛ-130 устанавли-
вали стандартные фонари типа ФП13 и отдельно на платформе
световозвращатели. По предложению ЗИЛ были разработаны
задние фонари ФП101, имеющие рассеиватель из полистирола,
являющийся одновременно и световозвращателем. При испыта-
нии фонарей (серийных ФП13, новых ФП101 с лампами 21 и 3 св
и фонаря автомобиля Форд Т750 с лампами 32 + 4 св) их свето-
технические характеристики определяли путем фотометрирова-
ння люксметром со светофильтром с расстояния 1 м при напря-
жении питания: 12,8 В для нити или лампы 21 и 32 св, 13 В для
нити или лампы 3 св и 14 В для нити 4 св.
Результаты фотометрирования показали, что фонари ФП101
имеют большую максимальную силу света, чем фонари ФП13.
При этом было отмечено, что рассеиватели фонарей ФП101 бо-
лее светлой окраски дают лучшие показатели.
Свойства световозвращающих элементов рассеивателей оце-
нивали путем определения относительного коэффициента отра-
жения, для чего рассеиватель освещался фарой на расстоянии
10 м. Освещенность меняли (100; 50 и 30 лк) и каждый раз из-
меряли яркость световозвращателя в апостильбах при помощи
измерителя яркости ЯКП-1, который устанавливали рядом с ис-
точником освещения. Относительный коэффициент отражения
284
равен отношению яркости световозвращательных элементов рас-
сеивателя к его освещенности. Результаты измерений приведены
в табл. 84, из которой следует, что по отражающим свойствам
темные рассеиватели ФП101 значительно уступают другим рас-
сеивателям, а светлые рассеиватели немного уступают лишь
светлым отдельным отражателям.
84. Параметры световозвращающих элементов
Прибор	Яркость световозвращателей в апостильбах при освещенности в лк			Средний относитель- ный коэф- фициент отражения
	100,8	56	|	33,6	
Световозвращатель отдельный, се- рийный: темный		51	29	17	0,5
светлый		74	41	23	0,7
Рассеиватель фонаря ФП101: темный 	 .	37	20	12	0,36
светлый		63	35	21	0,62
Рассеиватель фонаря автомобиля Форд Т750 		53	29	16	0,5
Видимость габаритного света, освещения номерного знака и
сигнала торможения определялась в ночное время при движе-
нии автомобиля по ровному участку асфальтированного шоссе.
Ее оценивали субъективно с расстояния 300 м (для габаритного
света и сигнала торможения) и 25 м для освещения номерного
знака. Сравнение показало, что видимость во всех случаях у фо-
наря ФП101 лучше, чем у фонаря ФП13.
Подфарники. Подфарники ПФ101-Б, устанавливаемые на
автомобиле ЗИЛ-130, не подвергались изменению. Они снабже-
ны лампами 12 В 21 + 6 св; нити 21 св включены в цепь указа-
телей поворота; нити 6 св—-в цепь указателей габарита.
В соответствии с требованиями международных норм на ав-
томобилях должны устанавливаться, кроме передних и задних
указателей поворота, еще и боковые повторители указателей по-
ворота. В связи с этим были спроектированы фонари боковых
указателей поворота для грузовых автомобилей. На основании
этих чертежей завод-изготовитель разработал фонарь типа
УП101 с лампой 3 св.
Лампы накаливания. При эксплуатационных испытаниях ав-
томобиля ЗИЛ-130 была отмечена недостаточная долговечность
нитей ламп. Отдельные случаи выхода ламп из строя, в основ-
ном, объяснялись плохой приваркой и недостаточной вибростой-
костью нитей. Однако было проведено исследование, чтобы опре-
делить фактическое напряжение на лампах. Были определены
все переходные сопротивления в цепи каждой лампы, сопротив-
ления проводов и сила тока в данной цепи, а также построены
285
вольт-амперные характеристики ламп. Для определения возмож-
ного напряжения на источниках тока были проанализированы
материалы испытаний 157 реле-регуляторов.
Анализ показал, что более чем у 70% реле-регуляторов регу-
лируемое напряжение равно 14,5 В и ниже. Поэтому опыты и
расчеты проводились при напряжениях 14,8; 14,5 и 13,8 В.
После определения суммарных сопротивлений и сил токов
в каждой цепи с учетом всех сопротивлений определяли напря-
жение на данной лампе накаливания.
Измерение сопротивления в цепях производили как на новом
автомобиле, так и на автомобиле, бывшем в эксплуатации.
По результатам исследования можно сделать следующие вы-
воды:
—	напряжение на нитях дальнего света ламп фар (50 Вт) ме-
няется в холодном состоянии от 13,8 до 12,3 В; срок службы их
соответственно равен 145—312 ч;
—	напряжение на нитях ближнего света ламп (40 Вт) изме-
няется в пределах 13,9—12,6 В; их срок службы равен 153—
306 ч;
—	напряжение на нитях 6 св ламп подфарников колеблется
от 14,5 до 13,4 В, а их срок службы составляет 200—485 ч;
—	напряжение на лампах 3 св заднего фонаря изменяется
в пределах 14,4—12,2 в, а их срок службы соответственно от 210
до 487 ч.
Приведенные данные показывают, что для обеспечения тре-
буемого срока службы ламп регулируемое напряжение должно
быть меньше 14,5 В (14,4—14,1 В).
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ СИСТЕМЫ ОТОПЛЕНИЯ
Для улучшения отопления кабины автомобиля ЗИЛ-130 с са-
мого начала был принят вентилятор повышенной производитель-
ности. Однако электродвигатель типа МЭ211 рабочего колеса
вентилятора отопителя оказался перегруженным и из-за перегре-
ва обмоток преждевременно выходил из строя. На режим работы
электродвигателя, а следовательно, на параметры его рабочей
точки и его нагрузку влияет ряд факторов, зависящих как от
собственно электродвигателя, так и от системы отопления в це-
лом. Ниже приведены результаты исследования некоторых фак-
торов на температуру перегрева электродвигателя в °C:
Изготовление электродвигателя................. ±10
Положение заслонки . .	7—8
Изготовление рабочих колес................±2—3
Изготовление воздуховодов................. ±2—3
Из приведенных данных следует, что в основном на темпера-
туру перегрева электродвигателя влияет разброс его параметров.
286
Средняя температура перегрева обмотки якоря превышала
допускаемую по ГОСТу 3940—57*, а при неблагоприятном соче-
тании всех факторов достигала недопускаемых значений. Чтобы
уменьшить перегрев обмоток электродвигателя, пробовали при-
менить электродвигатель типа МЭ219 большей мощности
(35 Вт). Испытания подтвердили целесообразность такой заме-
ны, однако по технологическим и экономическим соображениям
он не был принят для установки в отопителе ЗИЛ-130. Была
попытка уменьшить нагрузку на электродвигатель путем замены
стального рабочего колеса пластмассовым. При этом температу-
ра перегрева понизилась на 5—12° С и одновременно увеличи-
лась производительность отопителя вследствие увеличения час-
тоты вращения рабочего колеса на 6%. Однако из-за недостаточ-
ной механической прочности рабочее колесо из пластмассы не
могло быть допущено в производство.
Была проверена возможность уменьшения нагрузки электро-
двигателя путем изменения конструкции металлического рабо-
чего колеса (12 лопаток и отрицательный угол выхода 45°). Но-
вое рабочее колесо позволило снизить перегрев обмоток якоря
электродвигателя МЭ211 до допускаемых значений и одновре-
менно повысить производительность отопителя на 10%, но оно
оказалось весьма нетехнологичным и в массовое производство
принято не было.
Далее электродвигатель МЭ211 был оборудован протяжной
вентиляцией. Были изготовлены образцы электродвигателей
с различной формой и площадью вентиляционных окон в его
крышках. Охлаждающий воздух через электродвигатель протя-
гивается за счет разрежения, создаваемого в улитке вентилятора.
Испытания показали, что при охлаждающем потоке, составляю-
щем 1—1,5% основного потока вентилятора, температура пере-
грева снижается вдвое. При испытании вентилируемых электро-
двигателей была установлена их достаточная надежность.
Новые требования к отоплению кабины потребовали увеличе-
ния производительности вентилятора отопителя. С этой целью
было спроектировано новое рабочее колесо с уширенными лопат-
ками и для него был подобран новый электродвигатель мощно-
стью 35 Вт типа МЭ226.
Параметры рабочей точки этого электродвигателя приведены
в табл. 85.
В процессе доводочных работ была разработана методика,
позволяющая с достаточной точностью подбирать электродвига-
тели к рабочему колесу соответствующего отопителя. Согласно
этой методике электродвигатель с рабочим колесом устанавли-
вают в отопитель автомобиля и снимают вольт-амперную харак-
теристику I = f(U) электродвигателя (кривая 1, рис. 112). Для
снятия этой характеристики изменяют напряжение, подводимое
В настоящее время действует ГОСТ 3940—71.
287
85. Параметры рабочей точки двигателя МЭ226
Параметры	Напряжение	
	14 В	12 В
Частота вращения якоря в об/мин .	.	3400—3600	3000—3350
Потребляемая сила тока в А		6,0—6,4	5,3^5,6
Крутящий момент в г-см ...				1250—1400	1000—1100
Температура перегрева в °C . .	98—115	75^85
Мощность в Вт	 		42—46	30—34
к электродвигателю, и измеряют потребляемую силу тока. Затем
электродвигатель помещают на балансирную машину, потреб-
ляемую им силу тока и подводимое напряжение изменяют соглас-
Рис. 112. Совмещенные характеристики электродвига-
теля МЭ211 и вентилятора:
I — максимальное регулируемое напряжение; II — максималь-
ное напряжение на электродвигателе; III — напряжение на
аккумуляторной батарее; IV — минимальное напряжение иа
электродвигателе; V — падение напряжения в проводах
но снятой вольт-амперной характеристики и определяют крутя-
щий момент, а также частоту вращения электродвигателя. По-
лученная зависимость п = f(Al) называется механической
характеристикой вентилятора (кривая 2).
Затем определяют сопротивление участка электрической це-
пи от регулятора напряжения до электродвигателя отопителя.
Для автомобиля ЗИЛ-130 это сопротивление Дир ~ 0,155 Ом.
Для каждого значения силы тока находят падение напряжения
в участке электрической цепи между регулятором напряжения и
электродвигателем ДДцр = /Дпр и строят вольт-амперную ха-
рактеристику с учетом падения напряжения (кривая 3).
По вольт-амперным характеристикам (кривые 1 и 3) уста-
навливают наибольшее и наименьшее напряжение на электро-
двигателе (построение показано на рис. 112). Для этих напря-
288
жений, подводимых к электродвигателю, снимают зависимости
частоты вращения и силы тока от развиваемого электродвига-
телем крутящего момента [п = f(M); I = f (Л1)] и строят эти за-
висимости (кривые 4, 5 и 6). Пересечения кривой 2 с кривыми 4
и 5 определяют частоту вращения и крутящий момент для двух
рабочих точек, соответствующих максимальному и минимально-
му напряжению на электродвигателе. По этим рабочим точкам,
пользуясь кривой 6, находят силу тока, соответствующую ука-
занным режимам работы.
По параметрам рабочих точек определяют температуру пере-
грева электродвигателя и устанавливают режимы работы при
стендовых износных испытаниях.
Глава XII. АРМАТУРА
МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ
После того как решены вопросы компоновки автомобиля
в целом и выбраны тип и компоновка кабины, приступают к вы-
бору арматуры. Расположение арматуры всесторонне проверя-
ют на посадочном макете кабины. Главное внимание уделяется
удобству расположения внутренних ручек дверей, включателя
стеклоочистителя, педали омывателя и другим деталям армату-
ры, которыми приходится пользоваться водителю и пасса-
жиру.
Производится плазовая разработка кабины. Одновременно
с этим прорабатывают расположение арматуры, выбирают оси
навесок дверей и капота, а также кинематическую схему двер-
ного замка, личинки фиксатора, привода замка и ограничителя
хода двери при открывании.
При разработке конструкции панелей двери производят ком-
поновку кинематической схемы стеклоподъемника, определяют
длину рычага и угол его установки по отношению к сектору стек-
лоподъемника.
Длина и положение рычага зависят от высоты и хода
стекла.
На выкопировке с плаза панелей передка и щита мотора
компонуют стеклоочиститель, определяют площадь очистки стек-
ла, направление движения и длину щеток, а также места креп-
ления и конструкцию кронштейна стеклоочистителя. Одновре-
менно с компоновкой стеклоочистителя производится компонов-
ка и макетирование расположения омывателя ветрового стекла.
На макете располагают и устанавливают насос обмыва, резер-
вуар и форсунки, подающие жидкость на ветровое стекло, при
этом учитывается, что во время движения автомобиля струя
жидкости прижимается к стеклу, а также может сноситься
встречным потоком воздуха.
После того как все наиболее важные узлы арматуры выбра-
ны и скомпонованы, переходят к конструктивной разработке и
изготовлению рабочих чертежей. Параллельно идет компоновка
и проработка расположения зеркал, поручней, противосолнечных
козырьков, пепельниц и других элементов арматуры автомобиль-
ной кабины.
290
СТ ЕКЛ ОО Ч И СТ ИТ ЕЛ Ь
Наличие на автомобилях ЗИЛ-130 компрессора, в связи
с применением пневматического привода тормозов, явилось ре-
шающим фактором для выбора пневматического привода стекло-
очистителя. Стоимость пневматических стеклоочистителей мень-
ше стоимости электрических, а по сравнению с вакуумными (ра-
ботающими от двигателя) первые имеют то преимущество, что
ими можно пользоваться и при неработающем двигателе.
Пневматические стеклоочистители СЛ-22 применялись на
предшествующих моделях грузовых автомобилей ЗИЛ, на кото-
рых короткая щетка работала на относительно малом рычаге по
плоскому стеклу и для ее перемещения достаточно было усилия,
развиваемого пневмодвигателем СЛ-22. В связи с применением
на новых автомобилях двигателя большей мощности, увеличени-
ем скорости движения и повышением безопасности движения
необходимо было увеличить сектора очистки ветрового стекла.
Это привело к увеличению длины щеток и их рычагов, вследствие
чего потребовался значительно больший крутящий момент на
осях рычагов щеток. Применение на автомобилях ЗИЛ-130 па-
норамных ветровых стекол обусловило повышение мощности
пневмодвигателя. Это объясняется тем, что если при перемеще-
нии щетки по плоскому ветровому стеклу она испытывает в раз-
личных положениях примерно одинаковое сопротивление движе-
нию, зависящее только от состояния поверхности стекла (мокрая,
сухая, высыхающая), то при перемещении по панорамному стек-
лу (вообще по кривой поверхности) сопротивление это все время
меняется, так как все время изменяется сила прижатия щетки
к стеклу.
Повышение мощности пневмодвигателя потребовалось также
в связи с необходимостью увеличения силы прижатия щетки
к стеклу, т. е. силы, создаваемой пружиной в точке крепления
щетки к рычагу в момент подвода ее к стеклу (на силу отрыва
щетки от стекла влияет состояние поверхности стекла и свойства
резины щетки). На основании опытов было установлено, что для
хорошей очистки стекла сила прижатия щетки должна быть при-
мерно 1 гс на 1 мм ее длины. Это в 2 раза больше, чем на авто-
мобилях ЗИЛ старых моделей. Дальнейшее увеличение силы
прижатия малоэффективно.
На старых моделях грузовых автомобилей ЗИЛ стеклоочис-
титель располагается над ветровым стеклом и внутрь кабины
выходит ручка, закрепленная на выходном валу пневмодвигате-
ля. Благодаря этому в случае выхода пневмодвигателя из строя
очистку ветрового стекла можно производить вручную. На авто-
мобилях ЗИЛ-130, по компоновочным соображениям, пневмо-
двигатель установлен под щитом приборов, что исключает воз-
можность применения ручного привода щеток. Поэтому вопрос
надежности приобрел исключительно важное значение.
19*	291
Перед конструкторами стояла задача создания простого, на-
дежного пневматического стеклоочистителя с центрально распо-
ложенным пневмодвигателем и двумя симметрично-разнесенны-
ми щетками, работающими по кривой поверхности синхронно,
но в противоположные стороны (к оси автомобиля или от нее).
Первоначальное положение осей рычагов щеток было выбрано
на плазе. За основу был взят максимальный угол обзора через
очищенный сектор ветрового стекла из теоретической точки,
соответствующей положению глаз водителя. Однако после по-
стройки опытных образцов оси рычагов были несколько смеще-
ны относительно продольной оси автомобиля. Небольшая высо-
та ветрового стекла при значительной ширине не позволила до-
биться большой площади очистки, и центральная часть стекла
не очищается щетками.
Сектор очистки выбран так, что при движении щеток к оси
автомобиля они подходят к уплотнителю стекла почти парал-
лельно нижней кромке, а при движении в обратном направлении
останавливаются на границе наибольшей кривизны стекла под
небольшим углом к образующей (рис. 113). Поскольку из-за
Рис. 113. Передок кабины, использованный в качестве
стенда для испытания стеклоочистителей (щетки нахо-
дятся в положении укладки — на нижней кромке проема
ветрового стекла)
переменной кривизны стекла угол поворота щетки не соответст-
вует углу поворота оси рычага, для удобства были созданы
шаблоны сектора очистки, протарированные по углу поворота
оси рычага (рис. 114). Положение осей рычагов в пространстве
выбрано так, чтобы изменение силы прижатия щеток к стеклу
при движении последних по всему сектору очистки было мини-
мальным.
В первом варианте стеклоочистителя, получившем номер
СЛ-430, был использован пневмодвигатель стеклоочистителя
292
СЛ-22, но вместо редукционного клапана КР-11, подающего
в цилиндр воздух под давлением 2—3,9 кгс/см2, был применен
новый регулировочно-пусковой кран КР-24, подающий воздух
под давлением 4, 5—7 кгс/см2, что соответствует давлению в тор-
мозной системе. Благодаря этому, мощность пневмодвигателя
Рис. 114. Шаблон, накладываемый на
ветровое стекло для контроля сектора
очистки правой щетки (для левой щетки
шаблон симметричен):
100 и 110° — углы соответственно минималь-
ного и максимального размаха щетки; 15° —
максимальный угол укладки; / — нижняя
кромка стекла в свету
увеличилась почти в 2 раза. Вместо выпуска отработавшего воз-
духа из цилиндра в атмосферу воздух отводился в кран КР-24
с последующим дросселированием в атмосферу, т. е. было соз-
Рис. 115. Общий вид стенда для испытаний стеклоочис-
тителей
дано противодавление. Вследствие этого повысилась плавность
хода щеток. В системе подвода воздуха имеется фильтр для
предотвращения загрязнения вневмодвигателя смазкой, попада-
ющей из компрессора. На выходном валу пневмодвигателя был
установлен двуплечий рычаг, к концам которого шарнирно кре-
пятся штампованные тяги привода щеток. Гибкая балансирная
щетка равномерно прилегает по всей длине к выпуклому стеклу.
293
Первоначально испытания проводились на специальном стен-
де (рис. 115), предназначенном для испытания различных стек-
лоочистителей с различными ветровыми стеклами, которые мож-
но устанавливать в различных положениях. На стенде воспроиз-
водятся условия работы стеклоочистителя, максимально прибли-
женные к эксплуатационным. Движение щеток может произво-
диться как по сухому, так и по смоченному стеклу. Стекло сма-
чивается при помощи специальных форсунок (рис. 116), которые
Рис. 116. Форсунки для обдува
стекла распыленной смесью возду-
ха и воды
обдувают поверхность стекла
распыленной смесью воздуха и
воды, что имитирует встречный
поток воздуха при движении
автомобиля и дождь.
Впоследствии, когда были
выбраны размеры щеток, их
положение относительно стек-
ла, испытания и доводка про-
изводились на передке кабины
(см. рис. 113); ветровое стекло
смачивалось водой при помощи
трубки с отверстиями, проло-
женной над ним.
Во время испытаний и до-
водки в конструкцию стекло-
очистителя СЛ-430 был внесен
ряд изменений: усилены рыча-
ги щеток; пластинчатая пружи-
на, прижимающая рычаг к
стеклу, заменена цилиндричес-
кой пружиной; усилена муфта
рычага, а крепление муфты на
оси рычага с помощью «посад-
ки на конус» заменено шлицевым соединением. Для обеспечения
равномерности хода правой п левой щеток прямой двуплечий
рычаг на выходном валу пневмодвигателя был изогнут и, кроме
того, были изменены плечи этого рычага и длины тяг.
Благодаря правильному подбору плеч двуплечего рычага и
тяг удалось ликвидировать «заброс» щеток — переход щеток за
наиболее выпуклую часть стекла при работе по смоченному
стеклу с большим числом двойных ходов.
Осциллографнрование пневмодвигателя показало, что в по-
лости у фланца с клапанным механизмом давление резко нарас-
тает и плавно спадает, а в полости у глухого фланца — оно плав-
но нарастает и резко спадает (плавное наполнение полости объ-
ясняется дросселированием воздуха в данном узком канале, пи-
тающем эту полость). Характер изменения крутящего момента
пикообразный, максимального значения он достигает в крайних
положениях. Описываемый стеклоочиститель имел недостатки,
294
присущие клапанному стеклоочистителю: нечеткая работа кла-
панов, поломка деталей клапанного механизма.
В новом стеклоочистителе СЛ-440 установлен золотниковый
распределительный механизм. Подвод воздуха к центру меха-
низма обеспечил одинаковый путь воздуха к левой и правой
полостям и симметричный цикл изменения давлений в них.
Стеклоочиститель (с противодавлением) применяется с регули-
ровочно-пусковым краном КР-24, подающим в цилиндр воздух
под тем же давлением, что и в тормозной системе (4,5—
7,0 кгс/см2), и щетками электрического стеклоочистителя
СЛ-45А. В конструкции этого стеклоочистителя были учтены все
изменения, внесенные при доводке в стеклоочиститель СЛ-430.
Кроме того, вместо штампованных тяг, соединяемых с рычагами
при помощи заклепок-шарниров, применены тяги из прутка
с пластмассовыми наконечниками, в которые входят сфериче-
ские головки закрепленных на рычагах пальцев.
Стеклоочиститель СЛ-440 снабжен механизмом укладки ще-
ток (для укладки их на нижнюю кромку уплотнителя ветрового
стекла). Это нововведение значительно облегчило работу води-
теля, так как при невозможности мгновенно перекрыть кран по-
дачи воздуха остановить щетки в нижнем положении очень
трудно.
Стеклоочиститель СЛ-440 и регулировочно-пусковой кран
КР-24 имеют следующую конструкцию.
Корпус VIII пневмодвнгателя стеклоочистителя (рис. 117)
имеет закрытую с обоих концов крышками цилиндрическую по-
лость, в которой находится поршень двустороннего действия X.
Обе части поршня, снабженные резиновыми уплотнительными
кольцами, соединены между собой рейкой, находящейся в по-
стоянном зацеплении с сектором IX, жестко укрепленным на вы-
ходном валу пневмодвигателя. К корпусу VIII крепится распре-
делительный механизм VI, в одной цилиндрической полости ко-
торого находится золотник VII, а в другой механизм укладки V.
Полость золотника соединена каналами как с цилиндром пнев-
модвигателя, так и с цилиндром механизма укладки, состоящего
из поршня со штоком, имеющего резиновые уплотнительные
кольца, и пружинного клапана, перекрывающего отверстия в дни-
ще поршня.
Золотник VII представляет собой четыре объединенных между
собой поршня, снабженных резиновыми уплотнительными коль-
цами, благодаря чему полость золотника разбивается на пять
изолированных камер.
Пневмодвигатель соединен двумя трубками с краном II,
предназначенным для его пуска, регулировки числа двойных
ходов и автоматической укладки щеток при остановке. В кор-
пусе крана размещен шариковый клапан IV двойного действия.
Через втулку III проходит игла, запирающая клапан и частично
или полностью открывающая отверстия для выхода отработав-
295
Рис. 117. Схема работы пневмодвигателя СЛ-440 и крана КР-24.
__ движение поршня слева направо; б — движение поршня справа налево
шего воздуха. Игла перемещается при вращении ручки I, с кото-
рой она соединена шарнирно.
Схема работы пневмодвигателя показана на рис. 117, а и б.
Воздух из магистрали через входное отверстие 4 (рис. 117, а) по-
ступает в кран II. При вывертывании ручки I воздух через от-
верстия 3 и 2 поступает в камеру золотника и одновременно че-
рез отверстия 3, 5 и 6 в камеру механизма укладки V. Вследст-
вие этого давления со стороны золотника и механизма укладки
выравниваются.
При вывертывании ручки I шарик IV, садясь в седло втулки
III, прекращает доступ воздуха через отверстия 5 и 6 в камеру
механизма укладки, вследствие чего пневмодвигатель плавно
включается.
Через отверстие 8 воздух поступает в камеру золотника пнев-
модвигателя, а оттуда через отверстие 12, канал 15 и отверстие
20 — в левую часть цилиндра, в результате чего поршень X
перемещается вправо. Отработавший воздух через отверстие 19,
канал 18, отверстия 11 и 10, каналы 17 и 16 и клапан односто-
роннего действия, смонтированный на механизме укладки V, по
трубопроводу через отверстия 6 и 1 выходит в атмосферу. Ка-
либрованные отверстия 6 и 1 дросселируют отработавший воз-
дух, создавая противодавление в цилиндре пневмодвигателя.
При передвижении поршня в крайнее правое положение
(рис. 117, б) открывается канал 14 и сжатый воздух по нему по-
падает в камеру золотника и передвигает его в крайнее правое
положение. Воздух из системы, проходя распределительный ме-
ханизм VI, поступает через отверстие 11, капал 18 и отверстие
19 в правую часть цилиндра пневмодвигателя и передвигает пор-
шень X влево. Отработавший воздух через отверстие 20, капал
15, отверстия 12 и 13, каналы 17 и 16 и односторонний клапан
механизма укладки идет в кран и затем в атмосферу. При пере-
движении поршня в крайнее левое положение открывается от-
верстие 9 п сжатый воздух, попадая в камеру золотника, пере-
двигает золотник VII в крайнее левое положение, после чего
цикл повторяется.
Механизм укладки работает следующим образом. При завер-
тывании ручки крана игла выталкивает шариковый клапан IV
из седла втулки III и воздух начинает одновременно поступать
в камеры золотника и механизма укладки V; вследствие разности
диаметров поршней механизма укладки и золотника механизм
укладки перемещает последний в крайнее правое положение.
При этом открывается отверстие 7, сообщающееся с атмосферой.
Воздух из распределительного механизма через отверстие 11,
канал 18 и отверстие 19 поступает в цилиндр пневмодвигателя
и передвигает поршень в крайнее левое положение, которому со-
ответствует транспортное положение щеток, а отработавший воз-
дух через отверстие 20, канал 15, отверстия 12 и 13, каналы 17 и
16 и отверстие 7 выходит в атмосферу.
297
При выключенном ппевмодвигателе игла прижимает шарик
IV к отверстию 4, предотвращая попадание воздуха из системы
в пневмодвпгатель.
Стеклоочиститель СЛ-440 испытывали на тех же стендах и
по той же программе, что и стеклоочиститель СЛ-430. Осцилло-
графирование нового стеклоочистителя показало, что он рабо-
тает по более спокойному симметричному циклу при отсутствии
пикообразного увеличения давления. Улучшение режима работы
стеклоочистителя обусловлено равными длинами каналов, пита-
ющих полости пневмодвигателя сжатым воздухом.
Во время испытаний был обнаружен и устранен ряд дефек-
тов. Так, большой износ уплотнительных колец на поршне пнев-
модвигателя был ликвидирован изменением размеров канавки
под кольца, уменьшением зазора между цилиндром и поршнем,
а также подбором соответствующих резины и смазки. Наилуч-
шие результаты были получены со смазкой ЦИАТИМ-201, но
из-за нестойкости она впоследствии была заменена смазкой
№ 158. Повышена чистота зеркала цилиндра. Для улучшения
герметичности была увеличена жесткость крышек, чистота со-
прягаемых поверхностей, а картонные прокладки заменены рези-
новыми.
Вследствие постоянного ослабления крепления сектора
на выходном валу пневмодвигателя, осуществляемого с помощью
стопорного винта, оно было заменено посадкой на клин с двумя
параллельными плоскостями. Чтобы уменьшить износ пластмас-
совых втулок тяг, была введена их смазка. Быстрый износ вой-
лочных уплотнителей осей рычагов приводил к появлению течи
внутрь кузова. Поэтому конструкцию узла несколько изменили,
а войлочные уплотнители заменили резиновыми. Была увеличена
жесткость рычагов щеток и для их изготовления использована
нержавеющая сталь. Таким образом, были унифицированы щет-
ки всех модификаций автомобилей ЗИЛ, включая и тропическое
их исполнение.
В работе механизма укладки щеток наблюдался дефект при
выключении ппевмодвигателя в момент расходящегося движе-
ния щеток, когда механизм укладки V и золотник VII (рис.
117, а) двигаются навстречу друг другу. При этом клапан уклад-
ки не может преодолеть силы, которые возникают от действия
давления отработавшего воздуха, перемещающего золотник,
и трения резиновых колец в распределителе. Максимально воз-
можное увеличение диаметра клапана укладки не дало доста-
точного увеличения силы на штоке клапана. Уменьшение же
противодавления со стороны золотникового механизма путем
соединения его полости, прилегающей к клапану укладки, ка-
либрованным отверстием с атмосферой, хотя п дало положитель-
ный результат, но ухудшило регулировку числа двойных ходов
и создало шум при работе. Дефект был ликвидирован укороче-
нием штока, что дало возможность выходов отработавшему воз-
298
духу в атмосферу через отверстие 7 (рис. 117, а) и устранило
противление.
Гарантийный срок службы стеклоочистителя 12 месяцев или
50 тыс. км пробега, что соответствует 300 ч работы на стенде.
Регулировочно-пусковой кран
Четкая работа стеклоочистителя зависит от регулировочно-
пускового крана. Созданный для стеклоочистителя с противодав-
лением СЛ-440 кран КР-24 имеет шариковый клапан, прижима-
емый к гнезду иглой, которая иногда изгибалась. Имелись
у крана и другие недостатки (корпус крана вытачивался из це-
лого куска металла, недостаточно красиво крепление крана к па-
нели приборов с помощью обычной гайки и др.). Поэтому был
разработан и в 1972 г. внедрен кран КР-30. Основные отличия
нового крана — золотниковый клапан и разъемный корпус. Кон-
струкция крана обеспечивает более плавную регулировку числа
двойных ходов щетки по стеклу, более высокую степень гермети-
зации внутренних полостей крана и его ремонтоспособность.
Корпус крана состоит из двух отлитых из цинкового сплава
частей III (рис. 118), скрепленных между собой.
К стержню IV шарнирно прикреплена ручка, при вращении
которой золотник I с двумя уплотнительными резиновыми коль-
цами перемещается в цилиндрической полости корпуса. Внутри
золотника находится двуконусный клапан II, выступающий через
торцовое отверстие из золотника. Этот клапан все время поджи-
мается пружиной. В корпусе имеется фасонное калиброванное
отверстие 6 для дросселирования отработавшего воздуха при вы-
ходе в атмосферу.
При вращении ручки крана перемещается золотник I и воздух
из системы через отверстия 1, 3, 5 и 4 поступает в механизм ук-
299
ладки распределительного механизма пневмодвигателя. При
дальнейшем перемещении золотника I, когда пружина клапана
сжимается до предела, отверстие 3 перекрывается большей ко-
нусной частью клапана II, и воздух через отверстие 2 подается
к золотниковому распределителю пневмодвигателя. Отработав-
ший воздух через отверстия 4 и 6 дросселируется в атмосферу.
При дальнейшем открытии крана возрастает проходное сечение
отверстия 6, пропорционально увеличивается количество прохо-
дящего воздуха и число двойных ходов стеклоочистителя.
Омыватель стекла
Для обеспечения быстрой и хорошей очистки ветрового стек-
ла необходимо, чтобы щетки стеклоочистителя работали по смо-
ченному стеклу. На новых автомобилях ЗИЛ установлен ножной
педальный омыватель Ставровского завода автотракторного
оборудования, применяемый на автомобилях «Москвич», но с
двумя одноструйными форсунками вместо одной. Чтобы произ-
водительность обеих форсунок была одна и та же, трубопроводы
к ним сделаны одинаковой длины. Резервуаром для воды слу-
жит обычная медицинская двухлитровая грелка, которая в спе-
циальном чехле подвешивается внутри кабины. Вместо пробки
в грелку ввернут переходник для шланга к насосу.
АРМАТУРА ДВЕРЕЙ
Замки
При выборе конструкции деталей замочной группы необхо-
димо учитывать размеры и массу двери, расположение навесок
(открытие дверей по ходу или против хода автомобиля), величи-
ну пространства для размещения узла, зазоры между торцами
дверей и стоек, между направляющими стекол и панелями две-
рей, а также условия безопасности движения.
В зависимости от назначения автомобиля, масштаба выпуска
и условий работы замка (расположения его за уплотнителем
или до него, т. е. защищен он от пыли или нет) выбирают за-
мок с большей или меньшей трудоемкостью изготовления. При
небольшом выпуске автомобилей выгоднее замок, требующий
большой механической обработки, которую можно производить
на универсальном оборудовании, для автомобилей массового
производства целесообразнее замок, состоящий в основном из
штамповых деталей. Хотя для изготовления такого замка тре-
буется дорогостоящая оснастка, однако, при массовом выпуске
она быстро окупается.
В последнее время большое распространение получили не-
подвижно закрепленные наружные ручки в виде скобы, за кото-
300
рую удобно браться при входе в кабину. Можно применять кно-
почный привод пли привод с подвижной скобой.
В автомобиле ЗИЛ-130 устанавливается неподвижная ручка
с кнопочным приводом. Благодаря размещению запорного ме-
ханизма в кнопке упростилась конструкция замка.
Компоновка замка с Г-образным корпусом имеет то преиму-
щество, что на торцовой полке находятся все запирающие дета-
ли и детали наружного привода, а на другой полке, параллель-
ной внутренней панели и располагаемой между нею и стеклом,
находятся детали внутреннего привода.
В связи с ограничением допускаемой нагрузки на кнопку, не-
обходимой для отпирания замка, ригельные замки не применя-
ются, а применяются роторные, пальчиковые, кулачковые, скоб-
ковые или крючковые запирающие устройства. Роторные запи-
рающие устройства трудоемки при изготовлении, а пальчиковые
(тоже трудоемкие), кулачковые и скобковые легко ломаются,
если захлопнуть дверь с замком, поставленным в положение «за-
перто». Поэтому был выбран крючковый запор, простой и не
имеющий указанного выше дефекта, так как крючок (точнее, за-
щелка, имеющая крючок на конце) при захлопывании двери
ударяется о наклонную плоскость личинки и убирается внутрь
корпуса замка, а после прохождения зуба личинки выдвигается
под действием пружины в свое нормальное положение и заска-
кивает за зуб.
Необходимым условием надежной работы крючкового замка
двери автомобиля ЗИЛ-130 является точная фиксация положе-
ния замка относительно личинки, чтобы сила, действующая на
крючок, проходила через центр вращения защелки. В противном
случае составляющая этой силы в некоторых случаях может вы-
вести защелку из зацепления с зубом личинки. Для обеспечения
точной фиксации положения замка относительно личинки замок
двери совмещен с установом в один узел.
Замки и всю замочную группу испытывают на специальных
стендах, имитирующих условия работы замка в эксплуатации и
в дорожных условиях на автомобилях.
На одном из стендов в укрепленной на станине вертикальной
жесткой раме — проеме двери — установлена вращающаяся на
вертикальной оси внутренняя жесткая рама — дверь. С помощью
кулачкового привода и пружины дверь захлопывается с задан-
ной силой 12 раз в минуту.
Специальный привод, работающий от того же кулачка, отпи-
рает замок. В случае несрабатывания замка или привода стенд
автоматически выключается. Счетчик регистрирует число захло-
пываний.
Два других стенда предназначены для проверки отпирания
замка с помощью наружного и внутреннего приводов и пред-
ставляют собой готовые двери с замками, к которым пристроены
приспособления для приведения приводов в действие. Роль уплот-
301
нителя, затрудняющего движение защелки, играет прикреплен-
ная к ней пружина.
Стендовые испытания показали, что после 100 тыс. циклов
замки оставались работоспособными (работоспособность замков
автомобилей ЗПЛ-164А и ЗИЛ-157К составляет 15 000 цик-
лов) .
Во время дорожных испытаний и в эксплуатации был выяв-
лен ряд дефектов, которые не были замечены при первоначаль-
ных стендовых испытаниях. Так, из-за значительного износа
зубьев личинки, изготовленной методом литья по выплавляемым
Рис. 119. Измененная
конструкция рычага зам-
ка двери
Рис. 120. Соединение поводка при-
вода замка двери с осью способом
обжатия углов шестигранного по-
яска оси
А'А
Обжать углы
с двух. сторон
моделям из стали 25Л, пришлось ввести термообработку (улуч-
шение) личинок. Иногда наблюдалось ослабление крепления
рычага на оси, при этом замок, запертый на предохранитель,
можно было отпирать снаружи. Это происходило потому, что ко-
нец рычага попадал не на прямой участок тяги, которая должна
являться препятствием для дальнейшего движения рычага, а на
ее закругленный конец. В результате нескольких нажатий на
кнопку наружной ручки рычаг отодвигал тягу, устраняя тем
самым препятствие для своего движения вперед и для отпирания
замка. С целью ликвидации этого дефекта конец тяги был не-
сколько отогнут (рис.119).
Из-за одностороннего приложения нагрузки к защелке замка
при его отпирании возникает момент, прижимающий защелку
к внутренней стороне окошка на боковой поверхности клина,
вследствие чего необходимо приложить дополнительную силу для
отпирания замка. Для устранения перекоса защелки в корпусе
замка была сделана сферическая выдавка, по которой скользит
302
защелка. Трение защелки о выдавку значительно меньше, чем
при скольжении защелки по боковой поверхности окошка, и на
силу, необходимую для отпирания замка, практически не влияет.
Первоначально по аналогии с приводами ранее выпускаемых
автомобилей поводок во внутреннем приводе замка ЗИЛ-130,
имеющий шестигранное отверстие, свободно надевался на шести-
гранник оси и не соскакивал с нее, так как был заключен между
корпусом и крышкой привода. Чтобы избежать проворачивания
оси в поводке (из-за штамповочных сколов, недостаточно-
го прижатия крышки привода к корпусу и других причин) не-
сколько расширенный шестигранный поясок оси привода обжи-
мается на поводке (рис. 120). При соответствующих размерах
сила распрессовки этого соединения составляет не менее 180 кгс.
Чтобы избежать продольного изгиба тяги, на поводке привода
был установлен упор, ограничивающий поворот поводка (ход
тяги) только на величину, необходимую для установки его на
предохранитель.
Стеклоподъемники
Грузовые автомобили ЗИЛ оборудованы опускными стекла-
ми, для перемещения которых применяется, как правило, само-
тормозящий стеклоподъемник с механическим приводом. Стекло-
Рис. 121. Тормозной механизм стеклоподъемника авто-
мобиля ЗИЛ-150:
1 — приводной валик; 2 — тормозной барабан; 3 — упорная
пластина; 4 — тормозная пружина; 5 — ведущая шестерня;
6 — корпус стеклоподъемника
подъемник автомобиля ЗИЛ-150 (рис. 121) имел много дефек-
тов, поэтому для автомобиля ЗИЛ-164 был разработан новый
стеклоподъемник. Хотя принципиально конструкция осталась
303
той же, но в ней были устранены все недостатки старого стекло-
подъемника. За счет увеличения диаметра тормозного барабана
резко возрос тормозной момент и улучшились условия работы
тормозной пружины. При замене точеной ведущей шестерни
с разрезанным хвостовиком под упор пружины шестерней с вы-
ступом, изготовленной методом литья по выплавляемым моде-
лям, прекратились поломки деталей тормозного механизма и
вместо острой кромки удалось создать площадку, которая давит
на пружину. Таким образом, было устранено врезание пружины
в тело упора. Изменив конфигурацию корпуса стеклоподъемника
ром; 5 — приводной валик с поводком; б — сектор
и его язычка, увеличили их жесткость, благодаря чему прекра-
тились случаи выхода сектора из зацепления с шестерней. После
проведения испытаний и доводки для автомобиля ЗИЛ-164 был
создан новый стеклоподъемник (рис. 122), который применяется
и на автомобиле ЗИЛ-130.
При испытании стеклоподъемника плавность хода прове-
ряется с грузом 10 кгс; минимальное число непрерывных подъе-
мов составляет 10 тыс.; вибростойкость 5 ч при частоте 17—
20 Гц.
Так как двери автомобиля имели поворотные форточки, что
не только уменьшило массу опускного стекла, но и позво-
лило ввести вторую длинную направляющую, обеспечивающую
его хорошую фиксацию, вместо двухрычажной параллелограмм-
ной кинематической схемы на автомобиле ЗИЛ-130 была при-
менена однорычажная. Это значительно упростило конструкцию
и уменьшило стоимость стеклоподъемника.
304
Ограничитель угла открытия двери
Чтобы открытая дверь надежно фиксировалась в любом по-
ложении, ограничитель угла открывания двери (останов) снаб-
жен пружинным фиксатором. При открывании двери пластинча-
тые пружины, приклепанные к рычагу ограничителя, охватывают
две пластины, между которыми проходит рычаг. Пружины на-
дежно фиксируют дверь в открытом положении и предохраняют
ее от закрывания в тех случаях, когда автомобиль остановится
на уклоне.
Навески дверей
К арматуре дверей относятся петли навески дверей. На авто-
мобилях ЗИЛ-150 петли были штампованные. В эксплуатации
прочность петель оказалась недостаточной, ушки разгибались и
двери провисали. На автомобиле ЗИЛ-164 были введены петли
из проката специального профиля. Прочность их стала намного
выше. Учитывая прежний опыт при проектировании кабины
ЗИЛ-130, особое внимание было обращено на навески дверей.
Компоновка кабины позволила сделать обе петли — одноушко-
вую и двухушковую одного профиля (сечения).
В одноушковой петле имеется отверстие диаметром 5 мм для
введения смазки. Диаметр оси петель навесок равен 9 мм,
что обеспечивает ее достаточную прочность. Верхние и нижние
навески изготовляют из одинакового профиля, они отличаются
лишь расположением крепежных отверстий. Для надежного
крепления петель к кабине и дверям в крепежных пластинах
сделана резьба М8 X 1.
Детали кузовной арматуры и крепежные нормали унифици-
рованы для всех модификаций автомобиля ЗИЛ-130, в том чис-
ле и тропического исполнения: покрыты защитным цинком
с последующим пассивированием.
Детали сложной конфигурации, такие, как ведущая шестер-
ня стеклоподъемника, защелка и личинка замка, изготовляют из
стали методом литья по выплавляемым моделям, что обеспечи-
вает их высокое качество и точность. Большинство деталей ар-
матуры выполняют по 4-му классу точности и только посадки,
где требуется повышенная точность, — по 3-му классу точности.
20 Зак. 1071
Глава XIII. КАБИНА, ОПЕРЕНИЕ, ПЛАТФОРМА
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Коэффициент использования габаритов автомобиля
Одним из главных показателей, определяющих производи-
тельность современного грузового автомобиля, является пло-
щадь, используемая для перевозки груза. Для сравнения авто-
мобилей по этому признаку применен так называемый коэффи-
циент использования габаритов автомобиля, представляющий
собой отношение площади пола платформы к площади, зани-
маемой автомобилем. Приведенные в табл. 86 данные показыва-
ют, как растет этот коэффициент по мере развития автомобиль-
ной техники и улучшения качества дорог.
86. Коэффициент использования габаритов автомобиля
Параметры	ЗИЛ-150	ЗИЛ-130	ЗИЛ-130Г
Размеры автомобиля в мм.			
длина . - 		6700	6675	7610
ширина 		2470	2500	2500
Площадь, занимаемая автомобилем, в м2. . Размеры платформы в мм:	14,9	16,7	19,0
длина 		3540	3752	4686
ширина 	 •	2250	2326	2326
Площадь платформы в м2	 Коэффициент использования габаритов авто-	7,3	8,73	10,9
мобиля .	...				0,49	0,523	0,57
306
Коэффициент использования габаритов автомобиля зависит
от величины смещения кабины вперед с целью освобождения
пространства для размещения Платформы. Кроме трех основ-
ных схем взаимного расположения кабины и двигателя, прак-
тически имеется бесконечное число промежуточных компоновок.
Однако есть общая тенденция: двигатель непрерывно смещается
назад, а кабина —вперед (см. эскиз к табл. 86 и табл. 87).
87. Изменение положения кабины по отношению к оси передних колес
Модель автомобиля или фирма	WB в м	WB-CA в м
ЗИЛ-150	4,0	2,025
ЗИЛ-130	3,8	1,650
Лянчи а	5,0	1,900
Остин	4,25	1,610
1,27
1,42
1,42
1,50
Форд (Англия)
Мерседес
Хи но
Берлие
Моррис
5,04
3,70
4,06
3,05
4,06
4,6
3,6
3,3
0,2
0,261
0,465
Размерный ряд СА
Ряд СА (САВ—AXLE, т. е. кабина —ось) определяет раз-
мер от задней крайней выступающей точки панели кабины до
оси задних колес или задней тележки трехосного автомобиля.
Соблюдение размеров ряда при проектировании позволяет уста-
навливать на одно и то же шасси различные кузова, имеющие
вырезы для колес или промежутки между поперечинами плат-
формы, соответствующие определенному размеру СА.
Фургон или платформа устанавливаются на шасси так, что-
бы колесные вырезы кузова совпали с колесами. При этом меж-
ду передней стенкой кузова или платформы и задней панелью
кабины должен быть сохранен определенный зазор.
20*	307
При проектировании автомобиля следует использовать раз-
меры СА следующего ряда, рекомендуемого SAE (в дюймах):
39; 48; 60; 72; 78; 84; 96; 102; 108; 120; 126; 138; 144; 156 с до-
пуском + 1 дюйм.
Применение какого-либо из указанных размеров с положи-
тельным допуском гарантирует установку на шасси кузова
с необходимым зазором между ним и кабиной. В автомобиле
ЗИЛ-130 размер СА был принят равным 84+1 дюйм, т. е. 2140 мм.
После уточнения этот размер составил 2150 мм.
Зазор между кабиной и платформой
Зазор между кабиной и платформой необходим, чтобы ис-
ключить контакт между ними при движении автомобиля. Этот
контакт может быть следствием прогиба рамы и деформации
кузова при резком торможении или большого угла закручивания
рамы при перекосах автомобиля, что наблюдается, например,
при загрузке платформы незатаренными, навалочными грузами.
Практикой установлено, что оптимальный зазор между ближай-
шими точками в верхней части переднего борта платформы и ка-
биной должен быть не менее 75 мм. Ниже приведены зазоры А
(см. эскиз к табл. 86), принятые для автомобилей различных ма-
рок (в мм):
Студебеккер.................... 89
Интернейшнл .	... 89
Фиат....................... ...	64
Ваная . .	80
КАБИНА
Общая характеристика кабины
Создание конструкции кабины современного грузового авто-
мобиля представляет собой достаточно сложную инженерную
задачу, так как к кабине, кроме общетехнических требований,
таких как высокие прочность и долговечность, малая масса и др.,
предъявляется ряд специфических требований, соответствующих
ее функциональному назначению. Не менее важным требовани-
ем в условиях массового производства является технологичность
деталей кабины и малая стоимость ее изготовления.
Кабина должна обладать комплексом эстетических и эргоно-
мических качеств, обеспечивающих максимальный комфорт во-
дителю, включая удобство посадки, входа и выхода, доступность
к приборам и органам управления, а также хорошую обзорность.
Для создания в кабине микроклимата, отвечающего санитарным
нормам, большое значение имеют уплотнение и термошумоизо-
ляция системы вентиляции и отопления. Указанные требования
308
сформулированы в ГОСТе 9734—61, который является регламен-
тирующим документом при проектировании.
Кабина компоновочно связана с многими агрегатами и сис-
темами автомобиля, поэтому при плазовой разработке необхо-
димо точно знать кинематические перемещения передних колес,
двигателя и других агрегатов и деталей, чтобы создать мини-
мально необходимые зазоры в местах возможных контактов.
Ниже приведена общая характеристика кабины автомобиля
ЗИЛ-130:
—	кабина автомобиля трехместная закрытая, цельнометал-
лическая, сварная;
—	ветровое окно кабины панорамное, глухое; стекло зака-
ленное, полированное (ГОСТ 11803—66), 1-й сорт; стекло задне-
го окна закаленное, неполированное (ГОСТ 5727—57);
—	двери кабины имеют поворотные форточки, снабженные
замками с наружными и внутренними ручками, установами и ог-
раничителями открывания дверей; левая дверь кабины запи-
рается изнутри, а правая — снаружи при помощи специального
замка в кнопке ручки двери: ключ замка общий с выключателем
зажигания;
—	стекла дверей кабины закаленные, неполированные; пере-
мещение и фиксация стекол осуществляется при помощи меха-
нических стеклоподъемников с внутренними ручками;
—	сиденье водителя одноместное, имеет регулировку в гори-
зонтальном и вертикальном направлениях, а также регулировку
спинки по углу наклона;
—	пассажирское сиденье двухместное, регулировки не
имеет;
—	кабина снабжена отопителем для обогрева кабины и вет-
рового стекла, устройством для обмыва ветрового стекла, двумя
противосолнечными козырьками, стеклоочистителем с двумя
щетками, плафоном внутреннего освещения, пепельницей, веще-
вым ящиком, двумя зеркалами и резиновым ковриком пола;
предусмотрено крепление шанцевого инструмента.
Кабина имеет следующие габаритные размеры (в мм):
Наибольшая высота......................... 1550
Наибольшая ширина (по ручкам дверей) . .	2010
Длина (снаружи)....................... .	.	1465
Внутренние размеры кабины и размеры, определяющие рабо-
чее место водителя, были найдены путем изучения большого
количества различных кабин отечественного и зарубежного про-
изводства. Выводы были практически проверены и уточнены на
нескольких макетах. В результате этого появилась возможность
стандартизировать внутренние размеры кабин и размеры, опре-
деляющие рабочее место водителя.
На основе принятых размеров кабины автомобиля ЗИЛ-130
был разработан ГОСТ 9734—61 (рис. 123 и табл. 88).
309
Рис. 123. Рабочее место водителя
88. Внутренние размеры кабины (размеры в мм, углы в градусах)
Размеры (рис. 123)	Но ГОСТу 9734—61	31 им 30	Додж 600	Форд 750	Форд D700
От подушки снденья до пола в плоскости оси сиденья И	Не менее 350	378+30	333	315	437
Ширина подушки сиденья В по линии, проходящей через точку а 		Не менее 480	511	1530	1450	520
Угол наклона подушки а	 ....	Не менее 7	16±5	15	9	5,5
Угол между подушкой и спинкой р	  .	Не менее 97 ± 2	93±3	93	90	99
От спинки сиденья до педалей тормоза и сцепления L* . .	905 935	990±56 (тормоз) 925 (сцепление)	840	825	845 (сцепление)
Глубина сиденья Lt .................	Не менее 400	445	470	440	430
От подушки до потолка Н*			Не менее 1000	1026	980	975	955
Влево от плоскости симметрии сиденья до точки в — раз- мер В] . 			Не менее 360	365	415	435	440
От рулевого колеса до спинки сиденья R* ........	370—390	370	275	300	350
311
Продолжение табл. 88
312
Размеры (рнс. 12 3)	По ГОСТу 9734—61	ЗИЛ-130	Додж 600	Форд 750	Форд D700
От рулевого колеса до подушки сиденья R\		Не менее 180	175.3d	175	175	185
Ход педалей L2: тормоза ....	. .		 сцепления 		Не более 200	195 150	100 205	55 192	55 190
Между осями площадок педалей тормоза и сцепления /1	Не менее 150	150	190	233	225
Между осями площадок педалей тормоза и подачи топлива Л]	Не менее НО	144	145	125	125
От продольной оси, проходящей через центр рулевого коле- са, до оси площадки: педали тормоза /12 	 педали сцепления А3 .................	50 min 150 max	59 91	90 100	78 155	120 ПО
От оси площадки педали сцепления до стенки В2		Не менее 80	270	345	290	245
Ширина прохода двери (в свету): в верхней части R2 		Не менее 650	650	765	745	945
в нижней части (от подставы) В3		Не менее 250	—	370	480	440
Примечание. Размеры автомобиля ЗИЛ-130 даны с учетом осадки подушки и спинки под статической нагрузкой от веса человека
(75 кгс).
Форма кабины
Форма кузова характеризует технический и эстетический
уровень автомобиля. В грузовых автомобилях мода уступает
технической целесообразности, поэтому форма кабины весьма
стабильна. Если ранее формы кузова грузовых автомобилей но-
сили элементы «прошлогодних» форм легковых автомобилей, то
современные формы кузова грузовых автомобилей самосто-
ятельны и создаются на основе эргономических, технологиче-
ских, эксплуатационных и экономических требований.
Рис. 124. Членение кабины и оперения автомобиля
ЗИЛ-130 на детали
Габаритные размеры кабины автомобиля ЗИЛ-130, а также
величина и расположение проемов были определены компонов-
кой автомобиля и техническими требованиями к рабочему месту
водителя. Характерными конструктивными особенностями, опре-
деляющими выбор формы, явились следующие: применение па-
норамного ветрового стекла и аллигаторного капота, а также
использование V-образного двигателя, позволившее уменьшить
длину оперения и соответственно сдвинуть кабину вперед по от-
ношению к оси передних колес.
Такая компоновка дала возможность увеличить полезную
площадь платформы, однако она создала трудности при опреде-
лении формы задней части крыла и привела к увеличению высо-
ты пола кабины над рамой, что потребовало поднятия липни
разъема между крылом и капотом до высоты, обеспечившей
штампуемость панели капота.
Расположение двигателя непосредственно над передней осью
автомобиля определило форму крыла и вырез в нем под колесо.
Нижняя кромка двери кабины является одновременно и нижней
границей кабины, порог отсутствует, он спрятан за дверью. Под-
313
ножки прикреплены непосредственно к кабине, а в передней
части к крылу.
Контур кабины в поперечном, наибольшем сечении опреде-
лился внутренней ее шириной на высоте плеч водителя и углом
наклона стекол дверей относительно вертикали.
Чтобы конструкция кабины была технологичной, разъемы
штампуемых деталей совмещены с границами между различ-
ными поверхностями. Плоскости разъема служат базами при
штамповке. Линия разъема крыши и панели задка прямая
(рис. 124). Разъем крыши с передком осуществляется по плос-
кости. Разъемы капота, кабины и крыльев образованы двумя
взаимно перпендикулярными плоскостями, что также значитель-
но упрощает изготовление и проверку узлов и деталей. Обли-
цовка радиатора и крылья сложной формы расчленены верти-
кальной плоскостью. Упрощение формы сопряжений основных
панелей резко сократило расходы на наладку и облегчило
сборку.
Обзорность
Панорамное стекло кабины, короткий и сравнительно узкий
капот, низко расположенные крылья автомобиля ЗИЛ-130 обес-
печили хорошую обзорность с места водителя. Для сравнения
по методике СЭВ была определена обзорность американских
автомобилей Форд F750 и Додж D600, имеющих капотную ком-
поновку и автомобиля Форд D700 с кабиной над двигателем
(рис. 125).
Границы видимости через нижний левый угол ветрового стек-
ла также показывают преимущество ЗИЛ-130 (размеры в м):
в поперечной плоскости:
ЗИЛ-130.............................. 2,01
Форд F750	.................. 2,5
Додж D600 ......................... 3,2
Форд D700 (кабина над двигателем) . .	2,01
в продольной плоскости (расстояние до бампера):
ЗИЛ-130.......................... 1,45
Форд F750	...................... 1,5
Додж D600	................. 3,3
Форд D700	     3,10
Хорошая обзорность — важный фактор для повышения без-
опасности движения и улучшения условий труда водителя.
Шумоизоляция кабины
Ввиду отсутствия во время проектирования кабины ЗИЛ-130
официальных норм по шуму для автомобильного транспорта бы-
ли приняты нормы, утвержденные Главной санинспекцией для
производственных участков. Эти нормы предусматривают разде-
314
ление шумов на три группы в зависимости от их частоты с соот-
ветствующим для каждой группы допустимым уровнем звукового
давления (в дБ):
Низкочастотные шумы (менее 350 Гц) 90—100
Среднечастотные шумы (до 800 Гц) . . 85—90
Высокочастотные шумы (более 800 Гц) 75—85
Рис. 125. Обзорность кабин различных ненагруженных автомобилей
(Н — расстояние от земли до глаз водителя):
а — ЗИЛ-130 (Н ~ 2,024 м, Lt = 7,2 м, = 9,38 м); б — Форд F750 (Н = 1,725 м, Ц =
= 7,77 м, L = 7,83 м); в — Додж D600 (Н = 1,84 м, Lt = 8,12 м, L ~ 8,15 м); г — Форд
D700 (Н - 2.015 м, Li « 5,24 м, b' = 5,4 м)
315
Эти нормы ограничивались и практическим определением:
человеческая речь должна быть слышна на расстоянии 1,5 м.
Лаборатория НАМИ рекомендует допустимый уровень звуко-
вого давления внутри грузовой кабины в пределах 80—90 дБ.
Уровень звукового давления определяли в зависимости от
скорости движения автомобиля и от наличия дополнительной
шумоизоляции кабины. В стандартной кабине автомобиля
ЗИЛ-130 уровень звукового давления не превышает 86 дБ. Экс-
периментальная кабина с нанесенным по внутренней поверхности
слоем пенополиуретана толщиной 15—20 мм понижает уровень
шума на 13%. Снижение уровня шума происходит вследствие
увеличения жесткости напыленных панелей, которые уменьша-
ют резонанс звуковых колебаний низкой частоты. Уровень сред-
них частот сохранился, а высоких снизился.
Конструкция кабины
Дверные зазоры. Признаком хорошо собранного кузова ав-
томобиля является наличие заданных зазоров между корпусом
кузова и перемещающимися элементами, такими, как двери,
люки, капот и т. п.
Помимо внешнего вида, это при стабильной сборке дверей
и кабин является и условием надежного уплотнения дверей. Со-
блюдение заданных зазоров в массовом производстве обеспечи-
вается хорошей наладкой штампов и приспособлений, высокой
технологической дисциплиной производства и контроля.
В табл. 89 приведены зазоры дверных проемов кабин отече-
ственных и зарубежных автомобилей.
Уплотнение кабины. Кроме дверных зазоров в кабине уплот-
нены оконные проемы, люки, отверстия для рычагов и педалей
управления и приводов и всех коммуникаций. Проемы и стекла
ветрового и заднего окон кабины уплотнены сплошными фасон-
ными профилями со вставным замком.
Стекла в проемах окон расположены соосно фланцам прое-
мов. Зазор между фланцем и торцом стекла составляет 6,5 мм.
При этом стекла хорошо уплотняются и фиксируются в проеме.
Однако в указанном случае необходимо тщательное выполнение
контура проема по периметру; допускаемое отклонение от теоре-
тической кривой 1,5 мм, на проем «в свету» 3 мм. Опускные
стекла дверей уплотнены стандартным резино-металлическим
профилем, закрепленным в проеме стальными скрепками.
Уплотнитель форточки устанавливается в специальной рамке,
что обеспечивает его надежное крепление и возможность произ-
водить подсборку уплотненных форточек до монтажа их на
кабину.
Уплотнение вентиляционных люков крыши кабины и воздухо-
заборников передка выполнено в виде простых профилей из губ-
чатой резины, приклеенной к крышке клеем 88НП. Крышка над
316
89. Зазоры дверных проемов в мм
А-А
Автомобиль	Внешний зазор В		Внутренний зазор Е		Примечания
	по ТУ	допускав* мый	по ТУ	допускае- мый	
ЗИЛ-130 ГАЗ-53 Форд 600 Форд F750 Форд D700 Додж D600	Till ft Й N5 	CH	1,5—7 3—6 2,7—8 1,5—7,5 4,5-9 1,5г—9,6	Illi 1 Й 	сл	1,5-7 4,3—14,7 3,5-13,8 4—11,5	Допускается непараллель- иость 1,5 мм, но не более 3 мм по всей высоте двери Неравномерность зазора по наружному контуру двери не более 2 мм Внутренних уплотнений нет То же » »
коробкой передач уплотнена при помощи формованной ленточ-
ной прокладки.
Особую группу представляют собой уплотнители педалей
и рычагов управления. Из-за различных ходов педалей и сечений
уплотняемых сочленений приходится создавать индивидуальные
уплотнители.
Конструкцию уплотнения следует разрабатывать одновремен-
но с компоновкой механизмов, так как должны учитываться мон-
тажные отклонения кабины и педали и жесткость последней.
Педаль управления дроссельной заслонкой имеет гофриро-
ванный типа «гармоника» уплотнитель. Один конец его закреп-
лен в овальном отверстии панели пола, другой перемещается
вместе с педалью.
Рычаг коробки передач имеет двойное уплотнение: шаровой
колпак между рычагом и крышкой коробки передач и «гармо-
нику» между рычагом и крышкой люка кабины.
Герметичность стандартной кабины можно считать удовлет-
ворительной, если она в течение 1 ч при разрежении воздуха
в кабине 38 мм вод. ст. через все неплотности пропускает не бо-
лее 600 м3 воздуха.
317
Одной из причин негерметичности кабин являются зазоры
между панелями в сварочных швах. Грунтовка кабин окунанием
в некоторой степени уменьшает зазоры, однако в кабинах, тре-
бующих повышенной герметичности, сварочные швы должны
подвергаться специальной обработке герметиками.
Технология изготовления кабин зависит от типа производ-
ства. При штучном производстве затраты на инструмент и осна-
стку должны быть минимальными. В этом случае целесообразно
поверхность кабины расчленять на мелкие детали, которые мо-
гут быть обработаны универсальным инструментом с максималь-
ным применением ручного труда.
В условиях массового производства членение поверхности ка-
бины на мелкие детали связано с необходимостью изготовления
большого количества штампов. Это, в свою очередь, связано
с увеличением числа сборочных и контрольных приспособлений,
количества металла, уходящего в отходы, числа сборочных узлов
и со снижением стабильности их размеров в сравнении с цель-
ноштампованными деталями. При увеличении номенклатуры из-
делий требуются также более частые переналадки штампов, по-
этому при выборе наружной формы кабины следует учитывать
необходимость ее членения и проектировать разъемы таким
образом, чтобы технология штамповки была оптимальной.
Масса кабины. В табл. 90 приведены массы кабины и опере-
ния автомобиля ЗИЛ-130 и некоторых отечественных и зару-
бежных автомобилей.
Толщина листа, применяемого для кабины, находится в пре-
делах 0,9—1,2 мм. Изменение ее на 0,1 мм в ту или иную сторо-
90. Масса кабин грузовых автомобилей
Автомобиль	Грузоподъем- ность в г	Тип кабины	Масса кабины нлн оперения в кг
ЗИЛ-150	4,0	Трехместная	270
ЗИЛ-130	5,5	»	223 (без сиденья) 262 (с сиденьем) 135 (оперение)
ГАЗ-51	2,5	Двухместная	215
МАЗ-200	7,0	Трехместная с деревян- ным каркасом	425
МАЗ-525	25,0	Трехместная	510
Броквей	7,0	Двухместная	300
Додж С-ЗТА-8		Трехместная	215 (без сиденья) 121 (оперение)
Рио F22R-1	2	Двухместная	235 (без сиденья) 88 (оперение)
Форд 550		Трехместная, располо- женная над двигателем	530
Кабины
Примечание,
цельнометаллические.
всех автомобилей, кроме кабин
автомобилей МАЗ-200
318
ну изменяет массу кабины почти на 10%, что составляет приб-
лизительно 25 кг на автомобиль. Однако не следует увлекаться
уменьшением толшины. Нельзя забывать требований прочности
и долговечности.
Основные панели и каркасные детали кабины. Кабина со-
стоит из наружных и внутренних панелей, снабженных в необхо-
димых местах усилителями. Наружные панели, определяющие
внешнюю форму, способы их соединения между собой и с внут-
ренними панелями представляют для кузовщиков предмет по-
Рнс. 126. Детали корпуса кабины ЗИЛ-130
стоянного технического и экономического поиска. В данном раз-
деле описаны некоторые особенности основных панелей кабины.
К основным наружным панелям кабины относятся (рис. 126):
1 — панель крыши; 2— боковые стойки передка; 3 — наружная
верхняя панель передка; 4 — наружная нижняя панель передка;
5 — панель задка; 6—наружные панели дверей.
К основным внутренним панелям кабины относятся: 7 —
панель пола; 8 — панель передка; 9 — внутренняя нижняя па-
нель передка; 10 — внутренние стойки передка; 11 — верхняя
панель проема; 12 — нижние боковины; 13— крышка люка над
коробкой передач; 14 — внутренние панели дверей; 15 — панели
боковины; 16 — каркас пола; 17—каркас задка; 18 подстава
сиденья.
При назначении толщины деталей следует учитывать их кон-
струкцию, форму и размеры. Однако изучение сравнительных
данных дает общую ориентировку (табл. 91).
319
91. Толщина штампованных деталей кабин в мм
Детали	ЗИЛ-150	ЗИЛ-130	Додж C-3TA-8
Наружные панели:			
верхняя передка 		0,9	0,9	1,1
боковая передка 	 ...	1,2	0,9	1,55
крыши			0,9	0,9	1,0
задка	.			0,9	0,9	1,1
двери . .		 Внутренние панели:	0,9	0,9	1,2
верхняя передка 		1,2	0,9	1,0
пола			1,2	1,5	1,8
щита передка	 		1,7	1,5	1,4
подставы сиденья		1,2	1,2	1,25
двери 		0,9	1,0	1,08
крышка люка над коробкой передач . . . Каркас кабины (передок)	1,2	1,2	
Стойка передка (навесная)		1,2	1,5	1,9
Передняя внутренняя нижняя панель .... Каркас кабины (задок)	1,2	1,2	1,2
Стойка задка (притворная)		1,2	1,5	1,35
Верхний пояс задка 		1,2	1,5	1,4
Средний пояс задка		1,2	—,	—.
Стойка задка	 Оперение	1,1	1,2	
Облицовка радиатора		1,2	1,2	1,13
Усилитель облицовки радиатора верхний	1,7	1,5	1,65
Держатель облицовки радиатора		1,7	1,5	1,6
Панель крыла		1,2	1,2	1,2
Панель капота 	 		1,2	1,2	1,1
Брызговик			0,9	1,5	1,25
Подножка	 .	.	2,0	1,8	1,7
Панель крыши. Материал — сталь 08 толщиной 0,9 мм, габа-
ритные размеры: 1093 X 1722 X 178 мм, масса 12,8 кг.
Деталь представляет собой средней глубины штамповку
с плоским фланцем по периметру, подъемом в передней части и
продольными усилительными ребрами на поверхности. Ориги-
нальной является форма фланца — соединения крыши с панеля-
ми кабины. Все ранее применявшиеся фланцы крыши имели не-
достатки, которые необходимо было устранить. Из табл. 92 сле-
дует, что при отдельном профиле водослива требуется примене-
ние паст, предотвращающих коррозию и протекание воды в ка-
бину, а иногда сварка трех толщин металла, что вызывает до-
полнительные трудности при сборке.
320
92. Типы водосливов кабин
Модель
автомобиля
или фирма
ЗИЛ-130
Форд Кельн
Додж
Студебеккер
Примечание
Цельная деталь, поясок I по пе-
риметру закрывает кромки флан-
цев панели кабины, не требуется
применения пасты
Сложная переходная деталь;
необходимо применение пасты П
для уплотнения
Тройная толщина при сварке,
отдельный водослив; применение
пасты П
То же
Отдельный водослив сложной
формы
Для изготовления водослива кабины автомобиля ЗИЛ-130
необходимы штампы высокого качества и их точная наладка, но
сборка его проста и гарантируется надежное уплотнение свароч-
ного шва без применения паст.
Форма водослива, имеющая отбортованный книзу фланец на
участке задней прямой крыши, обеспечивает стекание грунта
после «окунания» кабины.
Наружная панель передка в сборе. Материал — сталь 08
толщиной 0,9 мм, габаритные размеры 589 X 1819 X 842 мм, мас-
са 7,8 кг. Панель образует проем ветрового окна кабины, в кото-
рый входит и нижняя часть, когда-то называвшаяся «торпедо».
Для уменьшения отходов металла при штамповке принят свар-
ной вариант панели. Она сваривается из четырех элементов:
нижней панели, боковых стоек и верхнего козырька. При этом
достигается высокая точность сопряжения деталей (до 1,5 мм по
21 Зак. 1071	321
контуру проема и до 2 мм по поверхности прилегания фланца),
что гарантирует надежное уплотнение стекла в проеме.
Панель задка. Материал — сталь 08Ю толщиной 0,9 мм, га-
баритные размеры 1970 X 1341 X 150 мм, масса 16,6 кг. Деталь
сделана цельной, охватывающей всю кабину по высоте и по ши-
рине, от одного проема двери до другого.
Фланец, соединяющий панель с панелью крыши, имеет прос-
тую отбортовку, прилегающую к ней по плоскости. Как видно из
Рис. 127, Способы соедине-
ния панели задка с карка-
сом :
а — соединение с крышей
(верхний фланец); б — соеди-
нение с проемом двери в поясе
(боковой фланец); в — соедн
некие с панелью пола (ниж-
ний фланец); / — кабина Дай-
монд Т; 2, 8 v. 11 — кабина
13
ЗИЛ-157; 3, 6 и 7 — кабина Форд Кельн; 4 — кабина Шевроле; 5, 10 и 13 — каби-
на ЗИЛ-130; 9 — кабина Додж; 12 — кабина Форд F750
рис. 127, фланец задней панели позволяет регулировать ширину
проема двери независимо от наличия отклонений в передних
стойках и производить точечную сварку сбоку. Возможность ре-
гулировки проема двери по ширине является преимуществом
конструкции.
Панели двери. Наружная панель двери. Материал — сталь 08
толщиной 0,9 мм, габаритные размеры 804 X 1366 мм, масса
6,4 кг.
Внутренняя панель двери. Материал — сталь 08 толщиной
1,0 мм, габаритные размеры 804 X 1366 мм, масса 6,5 кг.
Наружная и внутренняя панели корпуса двери (рис. 128, а)
соединены между собой по верхней и боковым наружным кром-
кам путем забортовки фланцев и последующей точечной сварки,
а по нижней кромке сваркой без забортовки.
322
Наличие дренажных отверстий во внутренней панели обеспе-
чивает сток воды, что устраняет причину обычного для данного
места очага коррозии.
Оконный проем двери выполнен с разбортовкой фланца про-
ема внутрь двери.
Острые углы верхнего переднего контура двери образованы
гибкой двух перпендикулярно расположенных кромок.
Неточности, допускаемые при гибке, компенсируются косы-
ми фасками в углах наружной панели (рис. 128,6).
Наружные (правая и левая) стойки передка. Материал —
сталь 08 толщиной 1 мм, габаритные размеры 130 X 500 мм, мас-
са 0,387 кг. Деталь образует
вертикальную часть проема
ветрового окна кабины. Се-
чение передней части двер-
ного проема и стойки обла-
дает достаточной жестко-
стью, так как испытывает
большое напряжение.
Внутренняя панель пе-
редка. Материал — сталь 08
толщиной 0,9 мм, габарит-
ные размеры 1680 X 845 X
X 520 мм, масса 7,0 кг. Пре-
дусмотрены два варианта
панели: цельноштампованная
Рис. 128. Элементы корпуса двери:
а — низ двери; б — верхний угол двери; 1 —
внутренняя панель; 2 — дренажный канал;
3 — наружная панель; 4 — косая фаска
составная из четырех деталей
аналогично наружной панели передка кабины.
Панель пола. Материал — сталь 08 толщиной 1,5 мм, габа-
ритные размеры 1799 X 1114 мм, масса 25,00 кг. Панель с трех
сторон имеет фасонные борта, а в передней части — обрезную
кромку. В поперечном сечении панель представляет собой арку;
в задней части панели в месте установки сидений приподнята
горизонтальная площадка, усиленная ребрами.
Общая глубина пола получена предварительной вытяжкой
примерно на 100 мм с последующей отгибкой бортов. Для неко-
торых моделей автомобилей отдельные неиспользуемые отвер-
стия закрываются заглушками, что позволило применить единую
кабину для большого числа модификаций автомобиля ЗИЛ-130.
Унификация кабин
Сокращение номенклатуры изделий при одновременном уве-
личении программы их производства создает условия для при-
менения высокопроизводительного оборудования и автоматиза-
ции, при этом значительно упрощается работа по планированию
и учету. Все это экономически выгодно.
Как правило, оригинальные для отдельных модификаций де-
тали и узлы устанавливают на окончательной стадии сборки
21*	323
и отделки кабин. Исключение представляют собой две детали
кабины, так как они контактируют с шасси: панель пока кабины
и панель щита передка. Эти детали отличаются количеством
и расположением отверстий, необходимых для прохода рычагов,
шлангов, педалей, проводов и т. п. и различных для разных мо-
дификаций автомобилей. Однако эти две детали в значительной
степени унифицированы путем введения специальных заглушек
для неиспользуемых отверстий и расположением большинства
неодинаковых отверстий в съемных деталях. Это позволяет при
выполнении наиболее сложных и трудоемких работ — штампов-
ки деталей и сборки кабин изготовлять один тип кабины для
всего семейства автомобилей ЗИЛ-130.
Результаты работ по унификации узлов кабины приведены
в табл. 93.
93. Унификация узлов и деталей кабины
№ группы	Название группы	Количество разновид- ностей	№ группы	Название группы	Количество разновид- ностей
50	Кабина в сборе	17	56	Задок кабины	2
51	Пол кабины	6	57	Крыша кабины	3
53	Передок кабины	5	84	Оперение автомо-	4
54	Боковина	1		биля	
Инженер-кузовщик должен своевременно предъявлять требо-
вания к агрегатам, которые в той или иной степени связаны
с проектированием кузова. Для примера можно рассмотреть рас-
положение рычагов управления в различных модификациях се-
мейства автомобилей ЗИЛ-130. Положение рычагов коробки
передач, стояночного тормоза, переключения раздаточной короб-
ки, управления приводом лебедки и др. в разных модифика-
циях семейства автомобилей ЗИЛ-130 различно.
Если своевременно не обратить внимание на их расположе-
ние в пределах люка пола кабины, возникнут затруднения при
унификации кабин по отверстиям панелей пола. Поэтому при
рассмотрении компоновки шасси различных модификаций не-
обходимо предусмотреть такое расположение рычагов, чтобы
они во всех положениях на уровне пола (в плане) вписывались
в определенный габарит, допускаемый конструкцией пола каби-
ны. При этом следут учитывать возможность демонтажа крыш-
ки коробки передач. Тогда любые комбинации рычагов могут
применяться во всех модификациях при сохранении в производ-
стве унифицированной (по этому признаку) кабины.
Крышка люка пола для каждой модификации (рис. 129, а —
г) своя, но ввиду того, что она не представляет собой сложной
штамповки и имеет во всех вариантах одинаковые габаритные
размеры и места крепления, это многообразие крышек не вызы-
324
вает осложнений при производстве одновременно нескольких
модификаций кабин.
Крышка люка коробки передач-—один из примеров того,
как кузовщик организует унификацию при проектировании шас-
си автомобиля. Этот пример может быть распространен на дру-
гие элементы кабины и, в частности, на панели щита передка;
Рис. 129. Крышки люка над коробкой передач различных автомобилей:
а — ЗИЛ-130; б — ЗИЛ-130С; в — ЗИЛ-131; г — газобаллонной модификации
все тяги, провода и трубки, проходящие через этот щит, следует
также объединить для введения сменных люков в различных
модификациях.
Панель щита передка (материал — сталь 08Ю толщиной
1,5 мм, габаритные размеры 1655 X 760 мм масса 20,1 кг) боль-
ше других подвергается изменениям в связи с созданием моди-
фикаций. Максимальная унификация достигается путем введе-
ния заглушек неиспользуемых отверстий.
325
94. Заглушки неиспользуемых отверстий
Эскиз
№
заглушки
Диаметр
закрывае-
мого
отверстия
в мм
Материал
130-6103693	20,5
130-6101045	20,5
130-5101849	20,5
Сталь 35
толщиной
0,5 мм
оцинкованная
Полиэтилен,
МРТУ
6-0,5-900—63
Резина 4859,
твердость
по Шору
50—70'
075
$24
130-5301999	7	Полиэтилен
		низкой
		плотности
		П2070-Л-Т-Ф
130-5101849
17
(отвер-
стие с
лыской)
То же
326
Продолжение табл. 94
Эскиз
№
заглушки
Диаметр
закрывае-
мого
отверстия
в мм
Материал
21
10
130-5401669
130-5130055
130-5130058
(отверстия
для слива
грунта)
130-5301493
(отверстия
боковой
панели
передка)
Полиэтилен
низкой
плотности
П2070-Л-Т-Ф
17
(отвер-
стие с
лыской)
Полиэтилен
низкой
плотности
П2036-Т-Т-Ф
Резина 4602,
твердость
по Шору
45—50
Полиэтилен
высокой
плотности
П4070-Л-Т-Ф
327
В табл. 94 приводятся различные заглушки, предусмотренные
в конструкции кабины.
Подвеска кабины
К конструкции подвески кабины предъявляются два главных
требования:
—	создание комфортабельных условий для водителя и пасса-
жиров, находящихся в кабине;
—	обеспечение долговечности кабины и ее агрегатов.
При этом подвеска должна воспринимать и компенсировать
перекосы рамы и вибрации как возникающие от контакта колес
с дорогой при движении автомобиля, так и создаваемые двига-
телем и агрегатами трансмиссии.
Следует помнить, что подвеска кабины является одним из
звеньев в системе поглощения колебаний от шин колес до подуш-
ки сиденья, поэтому ее проектирование должно вестись с учетом
параметров подвески автомобиля. Необходимо определить мак-
симальные углы скручивания рамы в местах подвески кабины
и оперения при движении автомобиля в самых тяжелых дорож-
ных условиях, для которых он предназначен.
При больших скоростях движения возникает дополнительное
перемещение кабины вследствие инерционного, динамического
раскачивания. Получить это дополнительное смещение путем
статического перекашивания на стенде не удается. Поэтому до-
рожные испытания подвески в самом начале поисков обяза-
тельны.
Подвеска кабины испытывалась при пересечении автомоби-
лем, движущимся со скоростью 45 км/ч, кювета глубиной 800 м
и шириной около 1 м.
Учитывая большое разнообразие условий, в которых должен
работать автомобиль ЗИЛ-130, и требование унификации под-
весок для различных модификаций, ориентироваться следует на
максимальные перекосы, которые могут возникнуть при езде по
бездорожью.
Вследствие этого была применена «ромбовидная» схема рас-
положения точек крепления при объединении кабины и оперения
в единый жесткий блок. Обычно для подвески к раме объеди-
ненных кабины и оперения характерно использование в каче-
стве силовой базы жесткого общего подрамника, на который
опираются кабина и оперение. Однако применение такого под-
рамника в автомобиле ЗИЛ-130 было исключено, так как руле-
вое управление вынесено за пределы рамы на ее наружную сто-
рону (у всех аналогичных автомобилей рулевое управление рас-
полагается внутри рамы) и, таким образом, оно как бы
«перерезало» продольную несущую балку подрамника. В связи
с этим в конструкции автомобиля ЗИЛ-130 функцию продольной
328
силовой балки подрамника выполняет брызговик крыла, сварен-
ный с коробом воздухозаборника.
В процессе разработки подвески кабины были опробованы
различные варианты соединения кабины и оперения с рамой, от-
личающиеся как количеством точек крепления, так и их конст-
рукцией. Эти варианты были испытаны в различных дорожных
условиях.
1-й вариант—крепление в шести точках. В этом варианте
блок кабина — оперение был закреплен в шести точках с помо-
щью резиновых подушек (рис. 130, а).
Рис. 130. Варианты подвески кабины ЗИЛ-130
на раме:
а — крепление в шести точках; б — крепление в пяти
точках; в — крепление в четырех точках (ромбовид-
ное); 1 — подушка средней опоры
Две передние подушки, несущие облицовку радиатора, опи-
рались на переднюю поперечину рамы. Две средние массивные
подушки, являвшиеся передним креплением кабины, привулка-
низированы к наружному и внутреннему стальным корпусам
толщиной 3 мм. К этим корпусам были приварены болты, при-
соединяющие раздельно наружный корпус к кабине и внутрен-
ний к кронштейнам на раме.
Две задние резиновые подушки были закреплены на второй
поперечине рамы. Радиатор был закреплен в двух точках неза-
висимо от оперения.
Опробование этого варианта не принесло положительных ре-
зультатов — не обеспечивалось необходимых перемещений ка-
бины относительно рамы. После пробега автомобилем 6000 км по
329
шоссе были обнаружены разрушения передних башмаков осно-
вания кабины, деформация пола, трещины на крыльях, течь ра-
диатора и другие дефекты.
2-й вариант — крепление в пяти точках. В этом варианте из-
менилось крепление рамки радиатора, которая была жестко сое-
динена с оперением и связана с передней поперечиной рамы
в одной точке (рис. 130, б). Остальные точки крепления сохра-
нились без изменения. Были также применены круглые резино-
вые подушки, состоящие из двух чашек, соединенных привулка-
низированной внутри них резиной. Каждая из чашек имела болт
или опору, при помощи которых крепи-
лась к кабине и раме.
Заслуживает внимания применение
в верхней части подушки конусной
центрирующей гайки. Ее назначение —
фиксировать кабину при опускании ее
на раму на конвейере; она должна бы-
ла заменить центрирование с помощью
бородка.
3-й вариант—крепление в четырех
точках. Две точки расположены в
плоскости симметрии автомобиля, две
Рис. 131. Современный вариант крепления ка-
бины в средней точке:
1 — каленая шайба; 2 — пол кабины; 3 — болт
MI2; 4 — втулка; 5 — верхняя подушка; 6 — ниж-
няя подушка
другие — в перпендикулярной плоскости. Таким образом преду-
сматривается взаимное перемещение кабины и рамы вокруг
продольной и поперечной осей, проходящих через точки крепле-
ния. При перекосах точки бокового крепления кабины соверша-
ют сложное криволинейное движение (рис. 130, в), компенсируе-
мое деформациями резиновых подушек. Кроме того, подушки
поглощают вибрации и компенсируют отклонения при сборке.
На автомобилие ЗИЛ-130 применен 3-й вариант подвески
кабины.
При установке подвески 1-го варианта было отмечено возник-
новение «рыскающего» движения кабины на раме в средних
точках крепления, что приводило к срезу болтов крепления
в плоскости пола кабины. Необходимо было увеличить толщину
и ввести термообработку шайб, на которые опирается распорная
втулка, а также значительно увеличить толщину стенки самой
распорной втулки, обеспечив зазор между болтом и втулкой
3,5 мм на сторону. Этот вариант усиления средней точки под-
вески оказался пока лучшим (рис. 131).
330
Введение в заднем креплении стальных втулок внутрь резино-
вых повысило срок службы последних.
Подвеска кабины автомобиля ЗИЛ-130 показана на рис. 132.
Рис. 132. Конструкция узлов подвески кабины и оперения:
а — переднее крепление кабины (крепление радиатора и оперения); б — среднее креп-
ление кабины; в — заднее крепление кабины; / — ось передних колес; 11 — ось кузова
Компоновка кабины и оперения
Для приблизительной компоновки кабины и оперения на ав-
томобиле ЗИЛ-130 можно воспользоваться элементарной схемой
Рис. 133. Схема максимального перекоса
передней оси автомобиля ЗИЛ-130
(шина 10.00 X 20):
I	— колесо поднято и повернуто на 34°;
II	— колесо поднято при перекосе
(рис. 133) максимального перекоса передней оси и разворота
колес. В качестве резерва для динамических перемещений колес
по высоте следует обеспечить зазор до деталей кабины или
крыльев оперения 60—80 мм. Как видно из схемы на рис. 133, пе-
331
реднее колесо поднимается выше верхней полки лонжерона на
405 мм и при развороте зазор между колесом и наружной поверх-
ностью рамы равен 42 мм.
Скручивание рамы при максимальном перекосе ее на участке,
занимаемом кабиной и оперением, выглядит следующим обра-
зом (рис. 134). При наклоне переднего бампера на 14°30' к го-
ризонтали в зоне расположения передней опоры угол был также
равен 14°30', в зоне средней опоры 10°20' и в зоне задней опоры
9°40'. Таким образом, на этой длине рама закручивается пример-
но на 5° (в статическом положении). В этом случае блок
Рис. 134. Величина скручивания рамы автомобиля
ЗИЛ-130 на длине кабины и оперения
кабина — оперение, закрепленный на раме, имеет следующие
углы наклона к горизонтали: по линии водослива крыши 12° и по
линии разъема капота 10°45'. Эти величины определяют взаим-
ные перемещения при статическом перекосе кабины и шасси,
а также угол скручивания и самого блока, т. е. его жесткость.
ОПЕРЕНИЕ
Общая характеристика оперения
Для получения наилучшего распределения веса автомобиля
по осям было признано целесообразным расположить двигатель
почти на оси передних колес. Следует отметить, что такое рас-
положение характерно для американских автомобилей, не тре-
бующих частого обслуживания двигателя. Американские авто-
мобили массового производства имеют капот аллигаторного
типа, а европейские автомобили снабжаются складным четырех-
створчатым капотом. Стоимость последнего выше, но он удобнее.
В случае расположения двигателя над передней осью высокая
часть крыла над колесом мешает обслуживанию двигателя: при-
332
ходиться пользоваться съемными подножками или влезать на
крыло с бампера.
Сопряжение капота аллигаторного типа с крыльями и обли-
цовкой радиатора по горизонтальной плоскости значительно
упрощает подгонку капота и оперения. Для облегчения этой
подгонки крылья и облицовка радиатора автомобиля ЗИЛ-130
выполнены с уступом по отношению к контуру капота в плане.
Этот уступ допускает без нарушения целостности формы смеще-
ние капота до 10 мм на сторону, что резко сокращает трудоем-
кость сборки.
Задний усилитель капота представляет собой жесткую де-
таль коробчатого сечения, имеющую сверху фланцы для местной
приварки к панели. Усилитель является еще и каналом для под-
вода свежего воздуха в двигатель. Поэтому между усилителем
и капотом проложен уплотнитель. В усилителе имеется фиксиру-
емая заслонка, которая позволяет переключать двигатель на пи-
тание теплым воздухом из-под капота.
В связи с различным расположением воздухоочистителей
у автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-131 в нижней плоскости усили-
теля сделаны два различных по расположению отверстия и за-
глушка к ним, что позволяет унифицировать капот для всех мо-
дификаций автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-131 путем перестанов-
ки заглушки.
Капот нижней плоскостью усилителя через специальные под-
кладки болтами крепится к кронштейнам навески рычажного
типа, а через нее к кабине. Навеска снабжена пружинными ком-
пенсаторами, облегчающими подъем капота. На панели щита
передка для кронштейна навески приварены усилители.
В передней части капота смонтирован механизм запора ка-
пота с ручным приводом. Центральный штырь запора снабжен
пружиной, приподнимающей капот до упора предохранителя.
Для открытия капота нужно откинуть скобу предохранителя.
Предохранитель исключает возможность самооткрывания капо-
та «на ходу», что могло бы привести к аварии.
Два конусных фиксатора, предусмотренные на усилителе об-
лицовки, препятствуют смещению капота в горизонтальной плос-
кости. Против произвольного закрытия капота на навеске уста-
новлен откидной упор, который срабатывает при открытии капо-
та. Чтобы опустить капот, упор следует откинуть.
Внешняя форма капота автомобиля ЗИЛ-130, имеющего су-
жение в передней части и крутую линию контура в продольном
сечении, значительно улучшает обзорность.
Детали оперения
Облицовка радиатора. Материал — сталь 08Ю толщиной
1,2 мм, масса 12,4 кг.
Облицовка радиатора автомобиля ЗИЛ-130 выполняет следу-
ющие функции: является силовым элементом конструкции, свя-
333
зывающим правое и левое крылья в один узел; защищает жалю-
зи и радиатор от повреждений при ударах; служит декоративной
деталью, в значительной степени определяющей внешний вид
автомобиля.
Задача конструктора и художника при проектировании обли-
цовки радиатора состоит в том, чтобы обеспечить достаточную
площадь «окон» для охлаждения радиатора. При этом имеет
значение не только площадь «окон» и их расположение относи-
тельно радиатора, но также и форма облицовки. Важен также
правильный выбор сечения облицовки, образующего «окна».
Следует обратить внимание на сложность получения гладкой
поверхности фланца и одинакового радиуса закругления обли-
цовки по всему периметру, особенно в местах, где контур имеет
большую кривизну. «Набегание» металла в этих местах при от-
гибке фланца приводит к образованию изломов на наружной
поверхности. Для устранения этого дефекта ширина фланца
была уменьшена с 20 до 12 мм с сохранением прежней ширины
только в местах крепления. Размещение болтов также было из-
менено. В местах образования изломов фланца были сделаны
глубокие вырезы (ширина фланца не должна быть менее 5 мм).
В верхней части к панели облицовки приваривается усили-
тель, воспринимающий нагрузки подвески оперения, а также
фиксаторов капота.
Крыло. Материал — сталь 08Ю толщиной 1,2 мм, масса 9 кг.
Значительное смещение кабины вперед вызвало необходимость
создания ниш для двигателя и колес. При этом передняя кромка
двери настолько приблизилась к колесу, что места для размеще-
ния задней части крыла осталось мало. Передний конец крыла
по форме продолжает облицовку радиатора без ступеней и пе-
реходов. Задняя кромка крыла после установки на кабину пред-
ставляет собой кромку наружной навесной части панели проема
двери.
Панель капота. Материал — сталь 08Ю толщиной 1,2 мм,
масса 17,3 кг. Для того чтобы не увеличивать толщину панели
более 1,2 мм, спереди и сзади применили усилители, а поверх-
ность капота усилили продольными рельефами.
ПОДГОТОВКА ШТАМПОВ И КОНТРОЛЬНОЙ ОСНАСТКИ
для кабины и оперения
Особенностью подготовки к массовому производству сталь-
ного кузова является большое количество (свыше 500 наимено-
ваний) сложных штампов и контрольных приспособлений.
Ввиду сложности формы штампуемых деталей кузовов, не-
возможно дать полное представление о ней с помощью размеров
на чертежах. В связи с этим в дополнение к чертежам на одина-
ковых с ними правах в производстве кузовов применяют объем-
334
ные модели детален, так называемые мастер-модели, изготов-
ленные из дерева или пластмассы. Они изготовлены с точностью
до ±0,25 мм и сопряжены между собой для обеспечения собира-
емости кузова. Большая точность не рациональна, поэтому во
всех чертежах на кузовные изделия размеры, определяющие
форму, всегда принимаются кратными 0,25 мм.
Помимо контроля качества поверхности и сопрягасмости от-
дельных деталей кузова мастер-модели служат также литей-
ными моделями для отливки штампов и копирами для обработки
последних на копировально-фрезерных станках. В то же время
мастер-модели являются эталоном формы изделия при изготов-
лении контрольных приспособлений и сборочных стендов. Поря-
док изготовления мастер-моделей, хранения, проверки, ремонта
и пользования ими оговорен в специальной инструкции.
Изготовление кузовных штампов — весьма трудоемкая часть
подготовки производства автомобиля. В качестве примера, в
табл. 95 приведены некоторые данные по изготовлению инстру-
мента для производства деталей кабины ЗИЛ-130.
95. Трудоемкость изготовления штампов для деталей кабины
Изделие	Число штампов и приспособле- ний	Трудоемкость изготовления в челове- ко-часах	Масса штампа в кг
Внутренняя нижняя панель передка . .	9	18317	59 874
Панель капота 		7	17 320	110 575
Панель облицовки радиатора . .	7	16 542	84 482
Следует отметить, что высокопроизводительные штампы для
кабины и оперения спроектированы и изготовлены заводом на
высоком техническом уровне и обеспечивают хорошую собирае-
мость кабины и оперения автомобиля ЗИЛ-130.
Учитывая большие трудоемкость и стоимость изготовления
кабины и оперения, необходим тщательный контроль за качест-
вом деталей: геометрическими размерами и внешним видом.
Одним из способов, обеспечивающих высокое качество, яв-
ляется изготовление контрольных приспособлений, при помощи
которых принимают первые детали, изготовленные штампом,
а впоследствии и всю продукцию.
Контрольные приспособления для кузовных панелей, как пра-
вило, позволяют устанавливать проверяемую деталь на опор-
ные базы и упоры. Нежесткие детали сложной формы обычно
фиксируют несколькими зажимами. Как правило, контуры внеш-
ней поверхности не проверяют, если они не являются базовыми.
Отклонения размеров штампованных облицовочных деталей
от требований чертежа и их стабильность помимо сложности
335
конфигурации зависят еще от следующих причин: принятой тех-
нологии (числа операций и их последовательности, качества ме-
талла и т. п.); конструкции штампов (правильности переходов,
точности фиксации деталей, качества изготовления и доводки
штампов); мощности и состояния прессов; состояния штампов и
контрольной оснастки во время эксплуатации (профилактический
ремонт и др.); соблюдения всех дополнительных операций, пре-
дусмотренных технологией (смазка листа, своевременное устра-
нение отходов и т. п.); технического уровня и культуры производ-
ства (точности установки штампов, транспортировки и хранения
изделий, чистоты рабочего места, инструктажа работающих,
производственной дисциплины, требовательности отдела техни-
ческого контроля и т. п.).
Оптимальные отклонения на всех кузовных заводах устанав-
ливаются лабораторией собираемости и сварки кузовов, а затем
утверждаются конструкторами, проектировавшими кузов. Иног-
да эта договоренность оформляется в виде специальных карт
контроля, которые являются основанием как для проектирования
контрольных приспособлений, так и для осуществления контроля
за качеством изготовления.
ЭТАЛОНЫ
В ряде случаев при определении качества изделия многие
признаки не поддаются ни числовым, ни словесным определени-
ям и возникает необходимость исключить разночтение техничес-
ких требований заинтересованными сторонами. Это главным
образом относится к внешнему виду изделия, а иногда связано
с точностью определения признака, например, оттенка цвета,
фактуры поверхности, формы гофры или кромки, наличия рисок
и т. п. или с большим числом признаков качества и непостоян-
ством их соотношения. Поэтому в дополнение к техническим ус-
ловиям утверждаются образцы изделий с наличием предельно
допускаемых отклонений. Эти образцы являются эталонами,
с которыми сравнивают принимаемую продукцию.
В кузовных деталях, где многое определяется внешним видом
изделия, эталоны применяют очень широко; это относится и
к деталям и к материалам, поставляемым смежными предприя-
тиями.
На автомобильном заводе для кузова изготовляются этало-
ны на штампованные детали и их «переходы», т. е. штамповки
после каждой операции; сварные узлы и кузов в целом (отделка
и окраска); детали отделки сидений и арматуры.
Эталоны служат для контроля за качеством отделом глав-
ного конструктора (особенно внешнего его вида) и службой ОТК
в соответствии с руководящими техническими материалами на
приемку штампов.
336
ПЛАТФОРМА
Общая характеристика платформ
Бортовые автомобили-тягачи семейства ЗИЛ-130 выпускают-
ся в двух основных модификациях: с платформой длиной
3750 мм — ЗИЛ-130 и с платформой длиной 4685 мм —
ЗИЛ-130Г. Эти две модификации путем различной комплекта-
ции основных платформ (наращивания бортов, установки дуг и
тента) трансформируются в семь разновидностей, предназначен-
ных для различных условий работы (табл. 96).
96. Размеры платформ
Автомобиль	Грузоподъем- ность в т	База автомо- биля в мм	Внутренние размеры платформ				
			Длина в мм	Ширина в мм	Высота в мм	Площадь в м2	S Ю 2 О ш
ЗИЛ-130Г 	 ЗИЛ-130Г с наращенными	5,5	4500	4685	2325	575	11,7	6,74 10,8
бортами ....	5,5	4500	4685	2325	920	11,7	
ЗИЛ-130	 ЗИЛ-130 с наращенными	5,5	3800	3750	2325	685	8,72 8,72	5,97 8,99
бортами		5,5	3800	3750	2325	1031		
ЗИЛ-130Г с тентом . .	5,5	4500	4685	2325	1600	11,7	19
ЗИЛ-130 с тентом .... ЗИЛ-130Г с тентом новой	5,5	3800	3750	2325	1600	8,72	14
конструкции		5,5	4500	4685	2325	1800	11,7	21
Длина платформы выбрана из расчета правильного положе-
ния центра тяжести груза, обеспечения угла съезда и возможно-
сти установки на платформу с необходимыми зазорами стандар-
тизованных контейнеров и поддонов.
Платформа автомобиля ЗИЛ-130 представляет собой пло-
щадку с жестко закрепленным передним бортом. Задний и боко-
вые борта откидные, на шарнирах. В рабочем положении борта
запираются угловыми запорами. Платформа грузового автомо-
биля ЗИЛ-130Г имеет боковые борта, состоящие из двух частей.
На их стыке устанавливается откидная стойка с цепью, предо-
храняющей борта от развала. Под боковые борта при откидыва-
нии подкладываются фиксаторы, задний борт фиксируется на
цепях.
Для увеличения объема платформы можно наращивать бор-
та, а также устанавливать дуги и тент. Последнее приобретает
все более широкое распространение.
Платформа, являясь универсальной, применяется для пере-
возки самых разнообразных насыпных и затаренных грузов.
22 Зак. 1071	337
После незначительного переоборудования она может служить и
для перевозки пассажиров.
Масса платформы составляет 6—15% грузоподъемности авто-
мобиля. В связи с повышением коэффициента использования
площади платформы имеется тенденция увеличения ее разме-
ров. Для уменьшения массы платформы ведутся работы в сле-
дующих направлениях: создание рациональных конструкций с
максимальным использованием прочностных качеств материа-
ла; использование легких сплавов, а также высокопрочных ста-
лей в комбинации с низкоуглеродистыми; применение платформ
ковшового типа (без откидных бортов), а также безбортовых
платформ; поднятие задней части лонжерона рамы и исключение
продольных брусьев.
Модели грузовых автомобилей меняются примерно через
15—18 лет, поэтому необходима глубокая проработка и унифи-
кация конструкции. Однако по этой же причине накопление нуж-
ных данных происходит медленно и усложняется поиск решений
по снижению массы, особенно их экспериментальная проверка.
Одним из показателей, характеризующих рациональность
конструкций платформы, является ее тарная масса, т. е. отноше-
ние собственной массы платформы к ее объему. В связи с этим
при проектировании платформ автомобилей ЗИЛ-130Г и
ЗИЛ-130 был проведен анализ ряда конструкций уже выпускав-
шихся и некоторых экспериментальных платформ с тремя от-
кидными бортами (табл. 97).
97. Тарная масса платформ
Автомобиль
Размеры
платформы в мм
Тип платформы
ЗИЛ-164.........
ЗИЛ-Э130 . . . .
ЗИЛ-130.........
ЗИЛ-130Г . . . .
Биг-Бедфорд . . .
3535
3750
3750
2242
2350
2326
4686
3050
3050
3050
2326
2110
2110
2110
600
600
685
572
840
736
840
4,65
5,28
5,14
6,74
5,4
4,8
5,4
Деревянная
Алюминиевая сборная
Деревянная со сталь-
ными поперечинами
То же
Алюминиевая сварная
Стальная сварная
Алюминиевая сборная
504
460
598
868
267
673
381
108
85
132,5
128
50
140
70
Приведенные в табл. 97 алюминиевые платформы, имеющие
тарную массу 50 кг/м3, представляют собой кузова ковшовых
самосвалов, сваренные из листа с задним откидным бортом
с усилительными ребрами. Эти конструкции мало прпспособле-
338
ны для массового производства. Однако следует обратить вни-
мание, что тарная масса того же кузова, изготовленного из ста-
ли, равна 140 кг/м3. Данные по этим кузовам приведены в
табл. 95 для подтверждения возможности уменьшения массы
платформ путем изменения их типа.
В настоящее время проведена большая работа по изготовле-
нию бортов из стали вместо дерева. Исследованы конструкции
существующих стальных бортов и произведен предварительный
экономический расчет, который подтверждает целесообразность
такого перехода, так как только от стоимости материала эконо-
мия составляет 15 р. 54 к. на комплект, а трудоемкость снижает-
ся на 2,46 человеко-часов. При этом масса платформы умень-
шается на 40 кг.
Конструкция основания платформы
Большое влияние на выбор конструкции поперечин платфор-
мы оказывает величина зазора между верхней полкой лонжерона
рамы и нижней частью пола платформы. Этот зазор устанавли-
вается в процессе компоновки автомобиля при определении по-
грузочной высоты и зависит от того, насколько заднее колесо
выступает над рамой при контакте картера заднего моста с лон-
жероном (при выбитом буфере) во время движения автомобиля.
При создании несущей системы основания платформы следу-
ет учитывать следующие возможные варианты:
—	зазор больше оптимального для создания прочной конст-
рукции, и пространство между верхней полкой лонжерона и ниж-
ней частью пола платформы приходится чем-то заполнять (на-
бор деревянных брусьев в платформах ЗИС-5; ЗИЛ-164 и др.,
рис. 135, а);
—	зазор мал и раскосы поперечин приходится крепить к вер-
тикальной части лонжерона рамы (рис. 135, б);
—	зазор позволяет оптимально использовать прочностные
свойства материала без увеличения массы.
В большинстве случаев в грузовом автомобиле с прямыми
лонжеронами рамы встречается первый вариант. На автомобиле
ЗИЛ-130 компоновочный зазор равен 368 мм.
В связи с тем, что древесина как материал для поперечных
балок платформы была отклонена из-за нестабильности его проч-
ностных качеств, возникла необходимость разработать для плат-
формы прочную, технологически рациональную и экономически
выгодную конструкцию стальной поперечной балки. При этом
важнейшим условием, предъявляемым к конструкции, была ее
применяемость на всех перспективных модификациях грузовых
автомобилей, предполагавшихся к выпуску на заводе.
Было разработано не менее десяти вариантов поперечин, по-
строено несколько экспериментальных платформ и в результате
для технико-экономической проработки были предложены три
22*	339
Рис. 135. Зазор Н между верхней полкой лонжерона ра-
мы и полом платформы:
а —* большой зазор; б — малый зазор; 1 — настил пола; 2 —
поперечный брус; 3 — продольный брус; 4 — подкладка; 5 —
рама
Рис. 136, Варианты конструкций поперечин
конструктивных варианта, предусматривающих различные техно-
логические направления.
Вариант I. Ферма сварная из штампованных криволинейных
арочных элементов (рис. 136, а). Она состоит из верхней попере-
чины швеллерного сечения, в которую заложен деревянный бру-
сок для крепления пола гвоздями. На концах поперечины сдела-
ны шарниры для откидных бортов. Снизу к ней приварены две
штампованные арки, соединенные внизу коробчатым про-
филем.
В данной конструкции платформы, чтобы обеспечить боль-
шой угол наклона наружных раскосов фермы, продольный брус
не применяется. Вместо него распределителями нагрузки по дли-
не рамы, воспринимающими жесткие удары, служат лонжероны,
с которым фермы контактируют сравнительно тонкими попереч-
ными подкладками из твердой древесины. Как показали испы-
тания, концентрация нагрузок непосредственно на лонжероне
не вызывала его разрушений.
Арочные раскосы, стандартные для всех поперечин, пред-
ставляли собой желобчатый с жесткими отбортовками профиль
из стали 08 толщиной 4 мм. Предполагалось, что они будут
штамповаться без отходов из прямоугольной карточки, постав-
ляемой листопрокатными заводами. Это должно было избавить
прессовый цех от отходов металла.
Вследствие ориентации на применение автоматической дуго-
вой сварки одновременно для всех швов фермы последние были
расположены вдоль поперечин.
Вариант И. Цельноштампованные поперечины (рис. 136, б).
Этот вариант привлекал своей простотой: цельноштампован-
ный фасонный щит с равнонапряженными сечениями, усиленный
в верхней части горизонтально расположенным профилем, в ко-
тором вставлен деревянный брусок для крепления досок пола.
В местах опоры на раму щит имеет вертикальные усилители,
придающие ему жесткость, и раскосы, обеспечивающие устойчи-
вость поперечины на раме. В этом варианте, как и в первом, име-
ется концентрация йагрузки на лонжерон в местах расположения
поперечин.
Главное технологическое преимущество этого варианта —
возможность широкого применения точечной сварки, хорошо ос-
военной на заводе.
Вариант III. Стандартная унифицированная поперечина име-
ет коробчатое сечение переменного профиля с уменьшением его
размеров на концах балок (рис. 136, в).
Продольный брус платформ сохраняется таким же, как и в
деревянной платформе, и является амортизирующей подкладкой
на лонжеронах. Балка и продольный брус связаны между собой
стандартной системой — коробчатой опорой с раскосами, через
которую при помощи хомутов поперечная балка соединяется
с продольным брусом.
341
В результате проработки этих вариантов технологами была
определена наиболее экономичная конструкция. Ею оказался
вариант III с прямой балкой и продольным деревянным брусом,
который был принят для производства. Как видно из табл. 98,
количество необходимого оборудования для этой конструкции
в 1,5 раза меньше, чем для первых двух вариантов. Примерно
в таком же соотношении находится трудоемкость, количество ин-
струмента и требуемые производственные площади. По количе-
ству металла разница еще большая.
98. Зависимость экономичности производства
поперечин платформы от ее конструкции
Наименование
Вариант поперечины
(рис. 136)
I II III
Количество потребного оборудования: крупных прессов .	.			3	6	4
мелких прессов		8	9	2
сварочных машин	  .	. . .	16	9	9
прочее оборудование 		2	2	2
Итого		29	26	17
Трудоемкость комплекта на автомобиль в человеко- минута х: штамповка	.....	43	50	30
сварка .	.	...	. 		56	32	28
Итого		99	82	58
Потребное количество инструмента: штампов	 .	.	...	20	20	15
приспособлений ...	20	8	6
Итого	40	28	21
Расход металла на автомобиль в кг ..... .	160	282	94
Потребная производственная площадь в м2		1200	1300	800
Таким образом, была выбрана типовая поперечина для всех
платформ автомобилей ЗИЛ-130. Как видно из дальнейшего,
этот вариант оказался наиболее удачным и в отношении проч-
ности.
Если продольный брус лежит на лонжероне и значительно
разгружен, то поперечины работают на изгиб и кручение как
балки на двух опорах, нагруженные сосредоточенной на концах
и распространенной по всей длине нагрузкой. Кроме того, они
воспринимают большие динамические нагрузки при торможении
автомобиля, стремящиеся вызвать сдвиг поперечин и их опроки-
дывание. Наиболее напряженным в конструкции являются места
пересечения продольных и поперечных брусьев.
На автомобилях ЗИС-5 и многих других крепление продоль-
ного и поперечного брусьев платформы между собой осуществ-
342
лилось одним сквозным болтом, проходившим через центр пере-
крещивающихся балок (рис. 137, а). Чтобы предотвратить
взаимное смятие брусьев, в зоне соприкосновения прокладыва-
лись металлические пластины.
Эта конструкция применялась на платформах малой грузо-
подъемности при наличии древесины твердой породы (дуб,
ясень). С переходом на хвойные породы (сосну, а позднее и
ель) ослабление деталей, соединяемых центральным болтом,
приводило к разрушению в первую очередь поперечных брусьев.
В связи с этим соединение брусьев было усилено косынками,
скрепленными с каждым из брусьев тремя болтами (рис. 137, б).
Рис. 137. Способы соединения продольных брусьев основания платформ
с поперечинами:
а — сквозным болтом,- б — косынкой; в — хомутом; г — соединение с металли-
ческой поперечиной платформы ЗИЛ-130
При этом косынка была единой для всех узлов. Три отверстия
под болт, прорезающие поперечный брус в опасном сечении,
также приводили к поломкам при увеличении грузоподъемности
автомобилей. Особенно опасны были сквозные трещины. Когда
они совпадали с отверстиями для болтов, брус разрушался.
Чтобы устранить указанные выше дефекты, необходимо было
создать соединение, которое не ослабляло сечение бруса и стя-
гивало два бруса между собой снаружи. Соединение поперечин
с продольными брусьями без сверления в них отверстий, обеспе-
чившее надежную работу узла, показано на рис. 137, в. В насто-
ящее время оно применяется в несколько модернизированном
варианте и при стальных поперечинах (рис. 137, г). Преимуще-
ство данной конструкции — напряжение смятия брусьев состав-
ляет 15—18 кгс/см2. При этом длина усилителя и высота отбор-
товки взаимно связаны, так как крестообразно сваренные про-
кладки обладают, кроме того, достаточной прочностью на изгиб
при действии вертикальных нагрузок.
При переходе к металлическим поперечинам в платформе
ЗИЛ-130 сохранились продольный брус и способ крепления к не-
му поперечин, т. е. нижняя стремянка с подкладками и распре-
деляющей прокладкой. Изменилось лишь крепление самой про-
343
кладки, которая приварена к поперечине и усилена угольника-
ми, препятствующими опрокидыванию балки при торможении
автомобиля.
При проектировании платформы необходимо было обеспечить
требуемую прочность при минимальных расходе материала и
массе и максимальной унификации детален и узлов. С этой
целью на основе предварительного расчета было изготовлено
несколько типов поперечин основания платформы с минималь-
ным запасом прочности, которые подвергались лабораторным и
дорожным испытаниям в различных условиях. По мере возник-
новения разрушений в конструкцию вносились коррективы, и
платформа вновь проходила испытания. Этот метод дал положи-
тельные результаты.
Первые образцы платформ ЗИЛ-130 имели только четыре
поперечины и вполне себя оправдали. Однако, когда была уве-
личена грузоподъемность автомобиля с 4 до 5,5 т, была введена
пятая балка.
От крепления настила пола к поперечинам основания зави-
сит прочность платформы. В зависимости от получаемого пило-
материала применялись доски пола шириной ПО—180 мм, по-
этому к стальной балке они крепились гвоздями через промежу-
точные деревянные брусья.
Запор бортов, изобретенный в 1933 г. работником ЗИЛ
тов. Шестерниным, имеет весьма простую конструкцию. Им снаб-
жаются все платформы, выпускаемые автомобильными заводами.
На этот замок существует министерская нормаль ОН 025-
283—66, которая в 1968 г. получила продление. Все поисковые
варианты, протипами которых были зарубежные запоры бортов,
по надежности, безопасности и главное стоимости уступают ука-
занному запору, поэтому он был принят и для платформы авто-
мобиля ЗИЛ-130.
Ввиду того, что пол платформы не имеет бокового продоль-
ного бруса (он заменен тонким угольником, защищающим крае-
вую доску пола от истирания при разгрузке), необходимо было
укрепить соединения бортовых навесок с основанием. Можно
было бы просто расставить петли точно по расположению попе-
речин основания, но в этом случае борта, которые должны быть
унифицированы, стали бы разными. Поэтому петли соединяются
с балками специальными стальными планками.
Немало трудностей вызвало крепление переднего борта плат-
формы к основанию. Учитывая, что высота поперечины только
150 мм, а высота переднего борта 685—920 мм, потребовалось
крепление, предотвращающее наклон переднего борта. В этом
случае нагрузка на передний борт может достигать 1800 кгс,
поэтому важно правильно выбрать сечение угольников соответ-
ствующей жесткости, а места их заделки в поперечине усилить
сварными коробками и связать под полом с помощью достаточно
широкого поперечного бруса.
344
Заслуживает внимания расположение двух поперечин рядом
в задней части пласформы. При равномерном размещении
груза на платформе ее задняя часть испытывает большие дина-
мические нагрузки при движении по плохой дороге, чем перед-
няя, так как амплитуды колебаний и соответственно сила удара
увеличиваются. Большей частью загрузка платформы произво-
дится сзади и иногда при погрузке и разгрузке вес неделимого
груза действует только на заднюю балку.
В процессе эксплуатации первых автомобилей ЗИЛ-130
с платформами возникла необходимость установки на пол плат-
формы нащельников, предохраняющих его от истирания и по-
зволяющих использовать их в качестве своеобразных рельсов
для скольжения груза.
Исходя из этих предпосылок и пользуясь существующими
нормами допускаемых напряжений на применяемые материалы,
проводилась предварительная проверка прочности узлов и дета-
лей платформ.
Тент платформы с провисающим между деревянными дугами
брезентом не гармонирует с формами современных автомобилей.
Спроектировано несколько вариантов разборных конструкций
каркаса тента нового типа, устанавливаемых после незначитель-
ного изменения на платформу ЗИЛ-130Г. Габаритные размеры,
особенно по высоте, приняты максимальными. Высота дуг внут-
ри кузова 1800 мм задана с учетом требования, чтобы при руч-
ной погрузке человек среднего роста мог пройти до переднего
борта не сгибаясь.
Конструкция кузова зависит от способов погрузки и разгрузки
автомобиля. В описываемом варианте кузова ЗИЛ-130Г трубча-
тый каркас, состоящий из шести стоек, трех поперечин и шести
прогонов крыши, затянут сплошным тентом, поэтому кузов име-
ет вид фургона, загрузка которого может производиться не-
сколькими способами: через задний борт (вручную, при помощи
автопогрузчика — с эстакады или тельфером с использованием
подвешенного на цепях борта); через крышу; погрузка краном
больших неделимых грузов со снятием прогонов крыши в момент
погрузки; через боковые борта.
Для погрузки сзади задний борт опускается полностью вниз
или подвешивается за концы на цепях в горизонтальном поло-
жении. Верхняя часть заднего проема закрыта двухстворчатой
решетчатой дверью, имеющей вертикальный разъем с навешен-
ными на задние стойки каркаса щита половинками. Шарниры
навесок позволяют открывать двери на 270°, т. е. ставить их
вдоль бокового борта, что дает возможность производить по-
грузку на небольшом пространстве. При откинутом заднем борте
боковые борта предохранены от частичного самооткрывания спе-
циальным креплением к задней стойке тента. Оно же предотвра-
щает стук во время движения.
345
Чтобы предотвратить перемещение грузов за пределы боко-
вых бортов, на каркас тента навешены специальные деревянные
решетки, которые одновременно служат для увязки груза и пре-
дохранения его от истирания. Поэтому на решетках нет ни од-
ной металлической детали, выступающей внутрь за пределы
мягких сосновых планок.
На переднем борту решетка, имеющая раскосы, зафиксиро-
вана в нижних углах болтами, что увеличивает поперечную жест-
кость этого борта; на боковых бортах решетки вверху подвеше-
ны на шарнирах, а в нижней части зажаты бортами через специ-
альные упоры на решетках.
Для облегчения пользования боковыми решетками они сде-
ланы составными из двух частей, разделенными по длине сред-
ней стойкой.
Погрузка и разгрузка через стороны должна сопровождаться
откидыванием боковых бортов с последующим подъемом вверх
откидных решеток на шарнирах в их верхней части. В этом слу-
чае откидные решетки должны быть хорошо зафиксированы
в поднятом состоянии специальными растяжками или подпор-
ками.
Эксплуатация платформ ЗИЛ-130Г с новыми тентами пока-
зала их преимущества: большие внутренние габариты и объем
пространства под тентом, равный 21 м3; внутренние размеры
платформы, кратные стандартизованным размерам тары, обес-
печивают высокую производительность автомобиля при перевоз-
ке грузов малой плотности; хорошая защита от атмосферных
осадков, что позволяет пользоваться этим автомобилем для пе-
ревозки грузов, которые обычно перевозятся в специальных
кузовах; наличие оградительных решеток под бортами, поэтому
не надо тратить время на увязку и упаковку грузов, что резко
сокращает простои автомобиля под погрузкой.
Тенты имеют конструкцию двух разновидностей, применяемую
в зависимости от условий эксплуатации. Для обычных перевозок
в городских условиях тент представляет собой сшитое полотнище
с цельными передними и задними стенками, свисающими с кры-
ши, причем передние стенки частично заходят на боковые и кре-
пятся к ним по вертикали ремнями; задняя стенка доходит толь-
ко до углов каркаса. Боковые полотнища разделены также по
длине на уровне среднего разъема бортов и решетки, что дает
возможность пользоваться отдельными половинками, соединен-
ными вертикальной шнуровкой. Снизу полотнища тента привя-
зываются общей бичевкой к крючкам, имеющимся на бортах
платформы.
При использовании автомобиля ЗИЛ-130Г для международ-
ных перевозок конструкция тента несколько видоизменяется
в соответствии с существующими международными требова-
ниями.
346
ТЕНЗОМЕТРИРОВАНИЕ КАБИНЫ И ОПЕРЕНИЯ 1
Выбор толщины материала деталей кабины массового произ-
водства начинается со статистического исследования аналогов.
На основе этого выбора проектируют и строят первые образцы,
на которых проверяют оптимальность выбора толщины для дан-
ной конструкции в отношении равнопрочности.
Испытания проводят как на стенде, так и в дорожных усло-
виях. Аналогичным испытаниям в дорожных условиях подвергал-
ся первый вариант опытной кабины ЗИЛ-130 конструкции
1958 г. Условия испытаний были следующие: булыжное шоссе
среднего качества, скорость 30 и 50 км/ч; булыжное шоссе плохо-
го качества, скорость 20 и 40 км/ч; сильно разбитое булыжное
шоссе, скорость 10 км/ч; сильно разбитая грунтовая дорога; пе-
реезд через глубокий кювет под углом 45°.
Полезная нагрузка на платформу автомобиля составляла
4 тс. Вес по осям распределялся в соотношении 27 и 73%. В ка-
бине находились два человека, приборы и балласт до полного
веса, соответствующего нормальной нагрузке кабины. Тензомет-
рирование производилось с помощью тензодатчиков с базой
20 мм и сопротивлением около 180 Ом.
Комплект аппаратуры, состоящий из четырехканального уси-
лителя МТЧ-4, разработанного в НАМИ, четырехшлейфного
осциллографа К4-21, экранированных кабелей РВШЭ-1 и мало-
габаритного коммутационного устройства, представляет собой
надежную и удобную в обслуживании тензометрическую стан-
цию. Питание — два аккумулятора 6СТ-128. Приборы крепились
к пассажирскому сиденью.
К испытуемым узлам относятся: пол с каркасом усиления,
проемы дверного и ветрового окон и места сопряжения панели
отсека двигателей и крыльев.
На рис. 138 приведены схемы расположения датчиков на кар-
касе усиления, на полу кабины, а также на стойке проемов двер-
ного и ветрового стекол. Всего на кабину было установлено
50 датчиков.
В задней балке каркаса пола вблизи шарнирной опоры (дат-
чик № 1) получены значительные напряжения при всех режимах
испытаний (в кгс/см2):
Булыжное шоссе среднего	качества .	680
»	»	плохого	»	1100
Разбитое булыжное шоссе	.	1160
Разбитая грунтовая дорога	.	.......... 1480
В нижней части стойки двери по датчику № 34 зафиксирова-
но напряжение 400 кгс/см2 при переезде через кювет; по датчику
1 Исследование прочности кабины автомобиля ЗИЛ-130.— «Автомобиль-
ная промышленность», 1963, № 1. Авт.: Гельфгат Д. Б., Ошпоков В. А., Михай-
люта Д. А., Орлов Б. Н.
347
Рис. 138. Схема установки датчиков на кабине (числа обозначают номера
датчиков)
№ 35 получено напряжение 670 кгс/см2 при движении по булыж-
ному шоссе среднего качества и 530 кгс/см2 — по разбитой грун-
товой дороге. Таким образом, задний угол кабины обладает
достаточной прочностью и конструкцию узла можно признать
равнопрочной.
В продольной балке каркаса пола наибольшее напряжение
возникает в зоне, прилегающей к боковой опоре кабины (датчик
№ 10). Преобладающие напряжения в этом сечении составили
1580 кгс/см2 при езде по булыжному шоссе плохого качества
и 2400 кгс/см2 при переезде кювета. В данном случае напряже-
ния превысили предел текучести материала (сталь 08, предел
текучести 2200 кгс/см2). Причина такой перегрузки — отсутствие
связи между поперечной балкой и боковыми панелями. В резуль-
тате этого горизонтальные силы, возникающие от перекосов ра-
мы автомобиля, в значительной мере передаются на продольную
балку каркаса, которая испытывает одновременно поперечный
изгиб и действие продольных сил. Этим и объясняются высокие
напряжения в этой зоне.
Передняя поперечная балка каркаса пола не вызывает опасе-
ний (датчики № 16, 17 и 18).
Большие напряжения зафиксированы в «башмаке», соединя-
ющем продольную балку со щитом передка (датчик № 19). На
булыжном шоссе среднего качества напряжение составляло
3320 кгс/см2 и на разбитом булыжном шоссе 2500 кгс/см2. В то
же время датчик № 19 при испытании автомобиля с преоблада-
нием деформации кручения показал незначительные напряжения.
Высокие напряжения выявлены при переезде через кювет
в месте искривлений вертикальных стоек проема ветрового окна
(датчик № 24). На булыжном шоссе плохого качества напряже-
ние равно 1280 кгс/см2, а на булыжном шоссе среднего качества
450 кгс/см2. Это свидетельствует о недостаточной жесткости стой-
ки в вертикальном направлении.
В верхней части крыла на линии соединения с щитом передка
(датчик № 37) напряжения были 950 кгс/см2 и 500 кгс/см2 при
движении автомобиля соответственно на участках булыжного
шоссе плохого и среднего качества.
Значительные напряжения зафиксированы также и на внут-
ренней отбортовке крыла (датчик № 38), которые при движении
автомобиля по булыжному шоссе плохого качества достигли
800 кгс/см2 и при переезде через кювет 720 кгс/см2.
Напряжения на панели пола в зоне между сиденьем водите-
ля и пассажира (датчики № 41, 42 и 43) при езде по разбитой
грунтовой дороге составили 1070 кгс/см2, по булыжному шоссе
плохого качества 1870 кгс/см2 и по булыжному шоссе среднего
качества 390 кгс/см2. Высокие напряжения возникают вследствие
малой жесткости панели пола в вертикальном направлении.
Анализ результатов дорожных тензометрических испытаний
кабины автомобиля ЗИЛ-130 позволил выявить напряжения,
349
превышающие предел текучести материала в следующих элемен-
тах кабины: в продольной балке каркаса пола, в зоне соединения
со средней поперечной балкой каркаса; в «башмаке», соединяю-
щем боковую опору кабины с панелью отсека двигателя в зоне
сопряжения с оперением; в криволинейном участке стойки двери
(нижний угол проема ветрового окна), где напряжения соответ-
ствуют напряжениям, возникающим при переезде кювета, т. е.
максимальному перекосу автомобиля; в полу, в месте крепления
правой задней опоры сиденья водителя.
Внесение в конструкцию кабины некоторых изменений при-
вело к следующему снижению напряжений при повторных испы-
таниях кабины: в продольной балке каркаса (датчик Лге 10)
с 2400 до 90 кгс/см2 и с 1580 до 420 кгс/см2; в «башмаке» (дат-
чик № 19) с 3320 до 400 кгс/см2 и с 2500 до 200 кгс/см2; в задней
балке каркаса (датчик № 1) с 1480 до 80 кгс/см2 и с 1100 до
690 кгс/см2 при уменьшении толщины материал балки с 3
до 2,5 мм за счет введения местного усилителя; в полу до до-
пускаемой величины вследствие удлинения задней опоры сиденья
водителя до задней балки каркаса пола; в нижних углах стоек
ветрового окна (датчик № 24).
В кронштейне крепления брызговика (датчик № 49) к щиту
передка напряжения остались достаточно высокими, но в преде-
лах, допускаемых для автомобиля ЗИЛ-130.
В целом испытания кабины подтвердили целесообразность
усиления отдельных деталей, осуществленного в опытных об-
разцах.
Глава XIV. ШУМ АВТОМОБИЛЯ
Шумовая характеристика автомобиля является важнейшим
критерием его конструктивного совершенства, точности изготов-
ления отдельных деталей и качества сборки основных узлов и
агрегатов. В автомобиле доминирует шум, возникающий в сис-
темах впуска и выпуска двигателя и так называемые структур-
ные шумы, образующиеся из-за вибраций двигателя, карданных
валов, коробки передач, ведущих мостов, кабины, кузова, колес
и шин.
Результаты исследовательских и экспериментальных работ
показали, что в большинстве случаев уровни внешнего и внут-
реннего шума автомобиля зависят от: эффективности глушителя
шума, примененного в системе выпуска двигателя; степени за-
глушения шума, возникающего в системе впуска двигателя;
точности изготовления вращающихся деталей и степени сбалан-
сированности двигателя, карданных валов, колес и шин; пра-
вильности подбора упругих характеристик амортизаторов под-
вески силового агрегата и резиновых элементов промежуточной
опоры карданных валов; степени вибро- и звукоизоляции каби-
ны автомобиля; качества изготовления зубчатых колес коробок
передач и ведущих мостов автомобиля.
Автомобиль может иметь невысокий уровень шума лишь
в том случае, если при обосновании выбора конструкции его от-
дельных узлов и агрегатов не пренебрегают требованиями, огра-
ничивающими их уровень шума.
УРОВНИ ВНЕШНЕГО И ВНУТРЕННЕГО ШУМА ПЕРВЫХ ОБРАЗЦОВ
АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
Измерения внешнего и внутреннего шума автомобилей
ЗИЛ-130 производились на всех этапах их испытаний. Замеря-
лись уровни и спектры шума при движении автомобиля на раз-
личных передачах с установившейся скоростью и на режимах
разгона, с полной нагрузкой и без груза.
Для измерений шума и вибрации автомобилей и их агрегатов
применялась следующая аппаратура: шумомеры типа 2203 и
1400D, измерители уровней и анализаторы типа 2112 и 2107,
351
октавные фильтры типа 1613, анализаторы с постоянной относи-
тельной полосой пропускания типа 1401D п 1401DX, виброметры
типа 1433В и 1402С.
При измерениях уровней внешнего шума микрофон устанав-
ливали на расстоянии 7,5 м от осевой линии движения автомоби-
ля на высоте 1,2 м от земли. В кабине автомобиля измеритель-
ный микрофон размещали в середине, на уровне головы води-
теля.
Измерения показали, что при движении автомобиля ЗИЛ-130
по асфальтобетонному шоссе на прямой передаче со скоростями
до 75 км/ч уровни внешнего шума могут достигать 85 дБ (А).
Рис. 139. Уровни внешнего п внут-
реннего шума La автомобиля
ЗИЛ-130 при движении с устано-
вившейся скоростью и а (груз
массой 5 т):
1 — уровни внешнего шума, заме-
ренные на расстоянии 7.5 м от авто-
мобиля при движении с включенной
прямой передачей;	2—7 — уровни
шума в кабине, замеренные при дви-
жении автомобиля соответственно на
первой, второй, третьей, четвертой и
пятой передачах и накатом с выклю-
ченным двигателем
При более высоких скоростях движения, а также при движении
автомобиля на низших передачах уровень шума повышается
примерно на 2 дБ (А). Зависимость уровня шума от скорости
движения автомобиля ЗИЛ-130 с нагрузкой 5 тс показана на
рис. 139.
Уровни шума в кабине автомобиля ЗИЛ-130 не превышают
85 дБ (А). При движении автомобиля на третьей, четвертой и пя-
той передачах увеличение скорости на каждые 10 км/ч вызывает
повышение уровня шума примерно на 5 дБ (А).
Во время испытаний автомобилей ЗИЛ-130 были отмечены
три группы источников шума. Источники первой группы (короб-
ка передач и двигатель) ослаблялись путем повышения точности
изготовления отдельных деталей и качества сборки этих агрега-
тов. Для ослабления источников шума второй группы (напри-
мер, насоса гидроусилителя рулевого управления) необходимо
было внести некоторые изменения в конструкцию соответствую-
щих агрегатов. Чтобы ослабить источники шума третьей группы
(система впуска компрессора и карданные валы), необходимо
было провести экспериментальные работы и внести некоторые
изменения в конструкцию указанных узлов.
352
ШУМ ДВИГАТЕЛЯ
К основным источникам шума в двигателе следует отнести:
колебательные процессы в системах впуска и выпуска; вибрации
блока и головок блока цилиндров, картера, крышки распредели-
тельных шестерен, впускного и выпускного трубопроводов; коле-
бательные процессы в вентиляторе, водяном насосе системы ох-
лаждения и в компрессоре тормозной системы автомобиля.
Рис. 140. Спектры шума двигателя ЗИЛ-130:
а — при различной нагрузке и п — 2000 об/мин; б — при
различной частоте вращения п и полной нагрузке; 1 — пол-
ная нагрузка; 2 — нагрузка 20%; 3 — холостой ход; 4 —
п = 900 об/мин; 5 — п = 2000 об/мин; 6 — п — 2800 об/мин
Спектры шума и вибраций двигателя ЗИЛ-130 с высоким
уровнем составляющих занимают область частот 25—10 000 Гц.
Уровень шума двигателя зависит в основно^м от нагрузки и час-
тоты вращения коленчатого вала. При увеличении нагрузки от
нуля до полной уровни составляющих спектров шума и вибрации
возрастают на 5—10 дБ (рис. 140, а). Более интенсивно повыша-
ются уровни составляющих спектра в диапазоне частот 100—
2000 Гц. При увеличении частоты вращения коленчатого вала от
900 до 2800 об/мин уровни составляющих шума возрастают на
10—20 дБ (рис. 140, б).
Во время доводки двигателя ЗИЛ-130 исследовался шум, вы-
зываемый работой клапанного механизма. Чтобы оценить шум,
23 Зак- 1071	353
создаваемый только им, в двигателе ЗИЛ-130 был осуществлен
автономный привод распределительного вала. Результаты опытов
показали, что клапанный механизм двигателя ЗИЛ-130 создает
высокочастотный шум с высоким уровнем, особенно при боль-
шой частоте вращения коленчатого вала.
Основной вибрационный импульс, порождающий шум, возни-
кает при посадке клапана в седло, что видно по осциллограмме
одноцилиндрового двигателя (рис. 141). Открытие клапана со-
провождается менее сильным вибрационным импульсом.
_/ И	/ Л
Рис. 141. Осциллограмма одноцилиндрового двигателя:
1 — осциллограмма вибраций головки цилиндров; 2 — индикаторная диаг-
рамма; I — закрытие выпускного клапана; II — закрытие впускного клапана:
III — отметка зажигания
Величина зазора в клапанном механизме влияет на уровень
высокочастотной области спектра шума двигателя. Если увели-
чить зазор, например, только у одного впускного клапана с 0,45
до 1 мм, то уровень составляющих в спектрах колебательной
скорости и шума увеличится в диапазоне частот 5000—12 500 Гц
99. Фазы газораспределения двигателя ЗИЛ-130
при опытных распределительных валах
(в градусах угла поворота коленчатого вала)
Момер распредели- тельного вала	Впускные клапаны		Выпускные клапаны	
	Открытие до в. м. т.	Закрытие после н. м. т.	Открытие до н. м. т.	Закрытие после в. м. т.
1	18	44	53	0
2	15	36	66	21
3	10	58	46	14
4	5	50	40	8
5	10	75	40	22
6	16	50	53	4
7	16	50	57	12
8	15	61	30	28
354
на 4—5 дБ. При работе впускных клапанов уровень шума на
2—3 дБ выше, чем при работе более легких выпускных клапанов.
Уровень шума двигателя весьма существенно зависит от фаз
газораспределения. В двигателе ЗИЛ-130 были испытаны восемь
распределительных валов, при которых фазы газораспределения
соответствовали приведеннььм в табл. 99. Было установлено, что
двигатель менее шумно работает при наиболее позднем начале
открытия выпускных кла-
панов (30—40° до н. м. т.).
Переход к фазам газо-
распределения, при кото-
рых начало открытия вы-
пускных клапанов соот-
ветствует 53—66° до
н. м. т., вызывает повыше-
ние уровня шума двигате-
ля при максимальной час-
тоте вращения на 5—
9 дБ (А) (рис. 142). Сле-
довательно, при выборе
оптимальных фаз газорас-
Рис. 142. Влияние фаз газорас-
пределения на уровень шума
двигателя ЗИЛ-130:
№ 1 — № 8 — номера распреде-
лительных валов согласно табл. 99
пределенпя необходимо учитывать не только характер изменения
крутящего момента двигателя, его мощностные и экономические
показатели, но и шумовую характеристику.
Зубчатые передачи привода газораспределительного меха-
низма являются источникОхМ шума, спектр которого занимает
широкий диапазон частот (400—2500 Гц).
Стук шатунных подшипников обнаруживался по повышению
уровня колебательной скорости двигателя в третьоктавной поло-
се со среднегеометрической частотой 315 Гц. Стук поршней вы-
зывает повышение уровня вибрации двигателя в полосах со
среднегеометрическими частотами 125 и 250 Гц. Вентилятор сис-
темы охлаждения повышает уровень шума двигателя в зависи-
мости от частоты вращения на 2—4 дБ (А).
Важнейшим фактором в образовании шума автомобиля яв-
ляется остаточная несбалансированность двигателя. В шуме
работающего двигателя ЗИЛ-130 несбалансированность прояв-
ляется в виде тональной составляющей с частотой 15—50 Гц
в зависимости от частоты вращения коленчатого вала. При боль-
шом дисбалансе двигателя эта составляющая имеет обычно наи-
23*	355
больший уровень в спектре его вибраций. По имеющимся дан-
ным пробег хорошо сбалансированных двигателей до ремонта
на 25% больше пробега двигателей, не прошедших дополнитель-
ную балансировку.
Как показали эксперименты, при различных дисбалансах
двигателя в спектрах шума и вибраций изменяется практически
только уровень составляющей, частота которой равна частоте
вращения коленчатого вала.
Например, при увеличении дис-
баланса с 120 до 500 гс-см
уровни шума и вибраций дви-
гателя ЗИЛ-130 на указанной
частоте возрастают на 5 и
13 дБ соответственно.
Испытания ряда двигателей
ЗИЛ-130 показали, что наи-
меньший дисбаланс, отнесен-
ный к плоскости маховика, со-
ставляет 300 гс-см.
Известно, что в некоторых
случаях применяют дополни-
тельную балансировку двига-
теля в сборе. Однако приемле-
мый остаточный дисбаланс
Рис. 143. График для приближенного
расчета допускаемого дисбаланса
(по VDI 2060):
/ — двигателя; 2 — валов
двигателя должен достигаться путем уменьшения допусков на
точность изготовления деталей кривошипно-шатунного механиз-
ма, а не введения в технологический процесс дополнительной
балансировки двигателя в сборе.
Вопрос о допускаемом остаточнОхМ дисбалансе двигателя
весьма сложен. Во всех случаях требуется установить экономи-
чески целесообразный оптимум дисбаланса, который связан
с уровнем вибрации двигателя, долговечностью автомобиля,
с подборохм балансировочных средств (станки, стенды, измери-
тельная аппаратура). По рекомендации VDI, допускаемый дис-
баланс двигателя в сборе может быть установлен приближенно
с помощью графика, приведенного на рис. 143. В данном случае
к балансируемым деталям относят: коленчатый вал, маховик,
сцепление, шкив коленчатого вала, шатуны. Для балансируемых
деталей с двумя компенсирующими плоскостями на каждую из
них относят половину полученного расчетОхМ дисбаланса. При
указанных условиях дисбаланс двигателя ЗИЛ-130, у которого
356
масса балансируемых деталей составляет 90 кг, должен быть
примерно 450 гс-см. Однако эта расчетная величина несколько
завышена. Для двигателей рассматриваемого типа допускаемый
дисбаланс должен составлять примерно 300 гс-см.
Решающим фактором при возникновении высокочастотного
шума двигателя является материал блока и головок блока ци-
линдров. Детали из чугуна имеют явные преимущества перед
алюминиевыми деталями, так как коэффициент затухания у чу-
гуна примерно в 2 раза больше, чем у алюминия. Опыт показал,
что в случае перехода от алюминиевых головок блока цилиндров
Рис. 144. Влияние материала головок блока цилиндров на уровень шу-
ма двигателя ЗИЛ-130 (полная нагрузка, п = 3000 об/мин):
1 — алюминиевые головки; 2 — чугунные головки
к чугунным уровень высокочастотной области спектра шума дви-
гателя ЗИЛ-130 понижается примерно на 13 дБ (рис. 144).
К вспомогательному оборудованию, установленному на дви-
гателе и создающему шум, следует отнести компрессор тормоз-
ной системы автомобиля. Шум, возникающий в системе впуска
компрессора, проявляется на общем шумовом фоне автомобиля,
особенно при малой частоте вращения холостого хода двигателя
(табл.100).
100. Общий уровень шума двигателя ЗИЛ-130
при включенном и выключенном компрессоре
тормозной системы
Частота вращения коленчатого вала в об ,!мин	Звуковое давление в дБ	
	Компрессор включен	Компрессор выключен
420	95	81
1000	99	85
2000	106	103
У первых опытных образцов автомобиля ЗИЛ-130 при рабо-
те насоса гидроусилителя рулевого управления наблюдался по-
вышенный шум с тональной составляющей в области частот
357
3000—5000 Гц. После внесения конструктивных изменений в пе-
репускную систему насоса уровень указанной высокочастотной
составляющей был понижен с 87 до 71 дБ.
В последние годы для оценки качества изготовления и сбор-
ки машин и механизмов применяется акустический контроль.
При этом за основной показатель, с помощью которого оцени-
вается испытуемый механизм, принимается либо уровень шума,
либо уровень вибрации. В производственных условиях из-за шу-
мовых помех весьма трудно осуществить проверку агрегатов
автомобиля по уровню шума. Практически такая проверка воз-
можна лишь в специальной камере, поэтому более рационален
виброконтроль.
Виброконтроль позволяет классифицировать двигатели по
уровню вибрации и устанавливать, не прибегая к их разборке,
причины некоторых неисправностей. С малой вероятностью оши-
бок регистрируются следующие дефекты: стук поршней; повы-
шенный дисбаланс двигателя в сборе; повышенный шум, созда-
ваемый шестернями привода механизма газораспределения; по-
вышенный шум из-за увеличенного зазора в приводе клапанов;
стук в шатунных подшипниках.
В экспериментальной работе, связанной с организацией виб-
роконтроля двигателей ЗИЛ-130, применялся комплект прибо-
ров, в который входят частотный анализатор типа 2112, самопи-
сец уровней типа 2305, микрофон типа 4131, катодный повтори-
тель типа 2613, вибродатчик типа 4334 и предварительный
усилитель типа 1606. Для виброконтроля использовался предель-
ный индикатор уровней типа 2211. Результат контроля опреде-
ляют по сигнальным лампам светового табло, включающимся
в случае превышения установленного уровня вибрации в одной
или нескольких частотных полосах.
Было установлено, что виброконтроль двигателей ЗИЛ-130
целесообразно осуществлять с помощью двенадцати третьоктав-
ных фильтров, среднегеометрическая частота которых приведена
в табл. 101. В ней указаны также допускаемые уровни вибраций
и причины, вызывающие превышение установленного уровня.
Источниками образования шума во впускной системе двига-
теля являются:
—	вынужденные и собственные колебания давления в потоке
воздуха во впускном трубопроводе, возбуждающие низкочастот-
ный и среднечастотный шум;
—	препятствия, находящиеся на пути потока воздуха (дрос-
сельная заслонка, жиклеры), при обтекании которых возникает
высокочастотный аэродинамический шум;
—	высокая скорость перетекания воздуха через клапанную
щель, вызывающая так называемый щелевой шум.
Измерения, произведенные с помощью акустического зонда,
показали, что уровень звукового давления во впускном трубо-
проводе двигателя ЗИЛ-130 достигает 150 дБ. Поэтому система
358
101. Допускаемые уровни колебательной скорости двигателей ЗИЛ-130
№ фильтра	Средне- геометри- ческая частота фильтра в Гц	Допускаемый уровень вибрации двигателя в дБ		Причины, вызывающие превышение допускаемого уровня вибрации двигателя
		класса I	класса 11	
1	31,5	84	87	Повышенный дисбаланс двигателя
2	50	84	87	Неодинаковое протекание рабочего процесса в отдельных цилиндрах
3	63	83	86	Несоблюдение технических условий в отношении массы поршней и шатунов
4	125	74	77	Стук цилиндропоршневой группы
5	250	67	70	То же
6	315	67	70	Стук шатунных подшипников
7	800	70	73	Дефект шестерен распределительно- го вала
8	1250	67	70	Стук цилиндропоршневой группы
9	1600	67	70	Дефект шестерен привода распреде- лительного вала
10	2000	68	71	Неисправность в газораспредели- тел ь ном меха н и з ме
11	4000	67	70	То же
12	6300	61	64	»
впуска двигателя и является одним из наиболее интенсивных
излучателей шума.
В спектре шума впуска наибольший уровень имеют состав-
ляющие, возникающие вследствие вынужденных колебаний. Час-
тоты их равны или кратны числу впусков в секунду.
Частоты собственных колебаний во впускном трубопроводе
можно рассчитать по известной формуле для трубы, открытой
с одного конца. Частоты составляющих щелевого шума зависят
от скорости воздушного потока, размера щели и критерия Стру-
халя.
Экспериментальнььм путем установлено, что частота собст-
венных колебаний во впускном трубопроводе двигателя ЗИЛ-130
равна 375 Гц. На этой частоте и возбуждаются при определенных
скоростных режимах двигателя резонансные колебания, повы-
шающие уровень одной из гармоник вынужденных колебаний.
Уровень шума, возникающего в системе впуска, как правило,
выше уровня других шумов двигателя. С целью заглушения это-
го шума можно применить или реактивный глушитель шума (ка-
мерный или резонаторный), или диссипативный (со звукопогло-
щающей набивкой). Однако не во всех случаях требуется специ-
альный глушитель шума. Если воздухоочиститель имеет
относительно большой объем, то достаточно установить на впуске
воздуха трубу длиной около 0,3 м, чтобы получился весьма эф-
фективный глушитель шума камерного типа. У таких комбиниро-
ванных воздухоочистителей-глушителей шума входной патрубок
целесообразно выполнять в виде насадки Вентури.
359
На двигателе ЗИЛ-130 были испытаны воздухоочистители
двух типов: ВМ-16 и ВПМ-3. По спектрам шума, приведенным
на рис. 145, видно, что при воздухоочистителе ВПМ-3 двигатель
является менее шумным, чем в случае установки воздухоочисти-
теля ВМ-16. Следовательно, можно сделать вывод, что для сни-
жения уровня шума впуска двигателя целесообразно применять
воздухоочистители большого объема или специальное устройст-
во с глушителями шума.
Вынужденные и собственные колебания в системе выпуска
двигателя обусловливают наличие в спектре шума ряда тональ-
Рис. 145. Спектры шума двигателя ЗИЛ-130:
1 — с воздухоочистителем ВМ-16; 2 — с воздухоочистителем ВПМ-3
ных составляющих, имеющих весьма высокий уровень особенно
при возникновении резонансных колебаний.
Современные шумоизмерительные приборы позволяют с вы-
сокой точностью измерять спектр шума выпуска. Такие спектры
и следует принимать в качестве исходных при разработке кон-
струкции системы выпуска с глушителями шума.
ШУМ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Шум коробки передач возникает вследствие вынужденных
и собственных колебаний ее основных деталей—картера, крыш-
ки, зубчатых колес и валов.
Шум при работе коробки передач зависит от ряда факторов:
жесткости картера и валов; точности изготовления отдельных
деталей и особенно зубчатых колес: качества сборки коробки
передач и качества подшипников. В спектрах шума обнаружи-
ваются, как правило, составляющие, частоты которых равны или
кратны числу сопряжений в секунду зубьев шестерен включен-
ной передачи.
Основные показатели по шуму и вибрациям коробки передач
ЗИЛ-130 были получены на лабораторной установке, состоящей
из балансирной машины, вспомогательной коробки передач
ЗИЛ-130, примененной в качестве редуктора, гидравлического
360
или индукторного тормозов н платформы на упругой подвеске.
В подвеске платформы, на которую устанавливалась испытуемая
коробка передач, были применены резиновые амортизаторы
с суммарной жесткостью 2300 кгс/см. При такой жесткости под-
вески резонансные колебания платформы и коробки передач на-
блюдались при частоте вращения приводного вала 1000 об/мин.
Частота вращения и на-
грузка являются основными
факторами, определяющими
уровни шума и вибраций ко-
робки передач. С ростом ча-
стоты вращения увеличива-
ется уровень основных со-
ставляющих спектров шума
и вибраций и повышается
их частота (рис. 146, а). При
увеличении нагрузки уровни
шума и вибраций также воз-
растают (рис. 146, б). По-
вышение уровней шума и
вибраций с увеличением на-
грузки при включении пря-
Рис. 146. Спектры шума коробки
передач ЗИЛ-130:
а — при включенной второй переда-
че, различной частоте вращения пер-
вичного вала и нагрузке 10%; б — при
включенной четвертой передаче, раз-
личной нагрузке и п = 1600 об/мин;
1 —- п = 2700 об/мин; 2 — и —
= 1600 об/мин; 3 — 6 — при нагрузке,
равной соответственно 30; 20; 10 и о%;
7 — без нагрузки
4/
мозубых шестерен происходит более интенсивно, чем при косо-
зубых шестерен.
Анализ результатов измерений шума и вибраций показал, что
к наиболее интенсивным источникам их образования надо отне-
сти шестерни постоянного зацепления, прямозубые шестерни
заднего хода и первой передачи, а также шестерни четвертой
передачи. Из табл. 102 и 103 следует, что у различных коробок
передач наибольшая разница в уровнях отдельных составляющих
шума достигала 12 дБ, а в уровнях вибраций 15 дБ. Такая раз-
ница в уровнях шума и вибрациях считается значительной. По
субъективной оценке коробка передач № 1 имеет невысокий
уровень шума, коробка передач № 2 — средний уровень шума и
коробка передач № 3 — весьма высокий уровень шума.
В спектре собственных колебаний картера коробки передач
ЗИЛ-130 имеются составляющие, частоты которых равны 1550,
361
102. Уровни шума коробок передач ЗИЛ-130
(частота вращения первичного вала 1500 об/мин, нагрузка 10%)
Включенная передача	№ коробки передач	Уровни шума в дБ при среднегеометрической частоте третьоктавной полосы в Гц							
		160	250	315	400	500	1000	1600	2000
	1	74	73	88	80	85	79	81	77
Первая	2	79	72	83	80	84	84	86	83
	3	68	82	86	81	89	83	85	78
	1	64	72	74	73	78	75	76	73
Вторая	2	66	74	75	75	82	82	80	77
	3	63	82	75	75	88	82	82	74
	1	64	69	75	п	78	76	77	73
Третья	2	65	69	76	77	81	81	81	75
	3	62	77	79	75	90	81	82	77
	1	64	69	74	74	79	77	78	74
Четвертая	2	69	72	11	77	83	81	81	78
	3	64	79	77	77	91	81	82	75
	1	63	67	72	73	72	71	74	71
Пятая	2	68	68	72	70	71	73	74	75
	3	65	76	76	72	75	76	74	75
	1	75	п	82	85	88	89	91	85
Задний ход	2	75	80	84	81	90	92	90	84
	3	66	80	87	84	92	92	90	83
2500, 3100 и 5000 Гц. Эти собственные колебания картера вызы-
вают высокочастотный шум при работе коробки передач.
Оценка коробок передач по уровням шума и вибраций при-
менялась при выборе наиболее рационального способа обработ-
ки зубчатых колес и сопоставлении технических показателей ко-
робок передач различных автомобилей, а также для впброакус-
тического контроля серийных коробок передач ЗИЛ-130.
ШУМ, ВЫЗЫВАЕМЫЙ НИЗКОЧАСТОТНЫМИ КОЛЕБАНИЯМИ
СИЛОВОГО АГРЕГАТА И КАРДАННЫХ ВАЛОВ
Двигатель рассматривается обычно как непосредственный из-
лучатель шума и как возбудитель вибраций в автомобиле. Вы-
нужденные низкочастотные колебания двигателя, основными ис-
точниками которых являются силы инерции и неравномерность
крутящего момента, передаваясь через его подвеску, вызывают
колебания рамы и кабины автомобиля.
Кроме вынужденных колебаний, двигатель совершает и соб-
ственные колебания на упругой подвеске. На ряде испытанных
362
103. Уровни колебательной скорости коробок передач ЗИЛ-130
(частота вращения первичного вала 1500 об/мин, нагрузка 10%)
Включенная передача	№ коробки передач	Уровни колебательной скорости в дБ при среднегеометри- ческой частоте третьоктавной полосы в Гц							
		160	250	315	400	500	1000	1600	2000
	1	84	73	85	82	90	78	79	77
Первая	2	87	72	82	79	87	79	81	79
	3	72	74	78	78	86	77	86	79
	1	71	75	72	74	79	72	71	68
Вторая	2	72	77	73	77	85	74	78	73
	3	72	76	74	72	84	72	82	76
	I	71	67	73	83	78	70	73	67
Третья	2	74	69	73	78	84	75	76	73
	3	69	73	74	78	85	74	83	76
	1	71	68	73	81	87	73	74	69
Четвертая	2	72	71	71	80	84	74	77	74
	3	75	69	72	75	85	74	83	75
	1	70	65	68	67	69	62	66	65
Пятая	2	68	64	65	68	70	65	69	71
	3	65	71	72	70	78	67	73	71
	1	85	81	84	82	91	84	88	82
Задний ход	2	86	85	83	86	89	82	86	80
	3	70	84	86	84	92	85	89	83
автомобилей ЗИЛ-130 частота собственных колебании силового
агрегата составляла 10—13 Гц.
Вибрации рамы и кабины, возникающие из-за колебаний дви-
гателя. могут быть дополнительными источниками шума. Боль-
шое значение в передаче колебаний от силового агрегата к раме
автомобиля имеет жесткость амортизаторов подвески. Прибли-
женный расчет показал, что жесткость подвески, примененной на
первых опытных образцах автомобиля ЗИЛ-130, целесообразно
было уменьшить примерно до 3000 кгс/см. В связи с этим была
разработана и испытана экспериментальная подвеска, обеспе-
чившая уменьшение уровня вибраций рамы автомобиля и пони-
жение уровня шума в кабине водителя на 3 дБ (А).
Карданные валы могут быть весьма интенсивными источни-
ками вибраций и шума в автомобиле. Высокий уровень вибраций
наблюдается обычно при повышенной несбалансированности кар-
данных валов. Если в промежуточной опоре карданных валов
применен резиновый элемент, имеющий большую жесткость, то
неизбежные резонансные колебания возникают при относительно
высоких скоростях движения автомобиля. Например, если жест-
кость резинового элемента в промежуточной опоре карданных
363
валов равна 500 кгс/см, то резонасные колебания возникнут на
частоте 29 Гц при движении автомобиля ЗИЛ-130 на пятой пере-
даче со скоростью около 48 км/ч. На этом режиме движения
автомобиля будет наблюдаться повышение уровня звукового
давления в кабине, особенно при большой несбалансированности
карданных валов.
Ориентировочно допускаемый дисбаланс карданного вала мо-
жет быть определен по графику, приведенному на рис. 143.
Рис. 147. Номограмма для подбора жесткости подвески силово-
го агрегата и резинового элемента промежуточной опоры кар-
данных валов автомобилей ЗИЛ-130:
1 — гармоника первого порядка; 2 — гармоника второго порядка; 3,
4 и 5 — при включенной соответственно третьей, четвертой и пятой
передачах
Весьма неблагоприятные условия могут возникнуть при сов-
падении резонансных колебаний карданных валов и силового
агрегата автомобиля, которое возможно, например, в том слу-
чае, когда жесткость резинового элемента промежуточной опо-
ры карданных валов Ск = 450 кгс/см, а суммарная жесткость
подвески силового агрегата Сл = 5000 кгс/см. При этих условиях
резонансные колебания возникают во время движения автомо-
биля ЗИЛ-130 на пятой передаче со скоростью 45 км/ч (частоты
fp это резонансного режима для гармоник первого и второго по-
рядков показаны штриховыми линиями на номограмме, приве-
денной на рис. 147). Следовательно, жесткость резинового эле-
мента промежуточной опоры карданных валов и амортизаторов
подвески силового агрегата должна быть ниже, чем в приведен-
ном примере.
364
ШУМ В КАБИНЕ
Уровни вибраций кабины и уровни шума в ней должны быть
отнесены к основным показателям комфортабельности грузового
автомобиля. Уровни внутреннего шума грузового автомобиля
существенно зависят от степени звукоизоляции кабины.
Качество звукоизоляции кабины опытных образцов автомо-
биля ЗИЛ-130 определяли с помощью аппаратуры, включающей
в себя магнитофон МАГ-8МП, усилитель типа 90-У2 громкогово-
ритель типа 25А-13, шумомер типа 1400D и анализатор типа
Частота
Рис. 148. Октавные спектры внешнего и внутреннего
шума автомобиля ЗИЛ-130, измеренные согласно от-
раслевой нормали ОН 025 304—67:
/ — в кабине; 2 — на расстоянии 7,5 м от автомобиля
1401D. Громкоговоритель размещали под капотом двигателя.
Измерительный микрофон устанавливали поочередно под капо-
том двигателя и в кабине на высоте 0,7 м от сиденья. На магнит-
ную ленту предварительно записывался шум двигателя ЗИЛ-130.
При воспроизведении этого шума регистрировались спектры в
кабине и под капотом двигателя. По разности звуковых давлений
в соответствующих полосах строили кривую звукоизоляции для
диапазона частот 25—8000 Гц. На одном из опытных образцов
автомобилей звукоизоляция кабины в диапазоне частот 25—150;
150—1000 и 1000—8000 составляла соответственно 10—20; 20—
30 и 20 дБ. В действительности при работающем двигателе раз-
ность уровней звукового давления под капотом двигателя и в
кабине значительно меньше, особенно в высокочастотной облас-
ти спектра, из-за вибраций отдельных панелей кабины.
При контрольных испытаниях автомобилей ЗИЛ-130 было
установлено, что уровень внутреннего шума составляет 85 дБ (А),
а уровень внешнего шума 87 дБ (А). Октавные спектры внешнего
и внутреннего шума автомобиля приведены на рис. 148.
365
Глава XV. ИСПЫТАНИЯ АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
И ЕГО МОДИФИКАЦИЙ
КРАТКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ИСПЫТУЕМЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Для отработки конструкции автомобиля ЗИЛ-130 и его моди-
фикаций были построены последовательно три серии опытных
образцов общим количеством около 40 шт. Испытания опытных
образцов позволили дать общую всестороннюю оценку автомо-
биля, включая предварительную проверку надежности и износо-
стойкости его узлов. Количество автомобилей в каждой серин
испытаний определялось объемом доводочных работ и возмож-
ностью обоснованного выбора лучших вариантов конструкции.
После того как автомобиль ЗИЛ-130, на основании результа-
тов Государственных испытаний, был поставлен на производст-
во, продолжалась доводка автомобилей ЗИЛ-ММЗ-555 (само-
свал), ЗИЛ-138 (газобаллонный), ЗИЛ-130С (северная модифи-
кация), ЗИЛ-130Э (для дорог с усовершенствованным покры-
тием) и ряда других.
Эксплуатационные испытания серийной продукции, особенно
в начале производства, охватывали сотни автомобилей, одновре-
менно испытывавшихся в ряде автохозяйств, которые выбирали
в различных районах страны и которые отличались разнообра-
зием условий эксплуатации автомобилей.
Качества автомобилей ЗИЛ-130 оценивались при сравни-
тельных испытаниях с автомобилями ЗИЛ, выпускавшимися
ранее и с зарубежными автомобилями.
Заводские испытания автомобилей ЗИЛ-130 в условиях жар-
ко-пустынной и высокогорной местности Средней Азии и на Край-
нем Севере позволили оценить приспособленность нового авто-
мобиля к работе в подобных климатических зонах.
Испытания на долговечность автомобиля объемом 150, 200 и
250 тыс. км. проводились на последовательных сериях опытных
образцов п серийной продукции. В ходе этих испытаний опреде-
лялись эксплуатационные качества, срок службы автомобиля и
его отдельных узлов. Кроме того, оценивались вновь вводимые
конструктивные мероприятия по увеличению долговечности от-
дельных деталей, узлов и автомобиля в целом.
Все перечисленные испытания автомобиля ЗИЛ-130 позволи-
ли подготовить к массовому производству качественно новую
модель грузового коммерческого автомобиля и сократить коли-
366
чество изменений конструкции автомобиля после постановки его
на производство.
Все автомобили ЗИЛ-130, проходившие заводские испытания,
и автомобили, с которыми они сравнивались, можно разбить на
следующие три группы:
I группа — бортовые одиночные автомобили с нормальной и
увеличенной базами, с V-образными восьмицилиндровыми дви-
гателями, имеющими рабочий объем 5,5 л (ЗИЛ-130М и ЗИЛ-
130ГМ), и с рядными двигателями ЗИЛ-120 (ЗПЛ-130Л и
ЗИЛ-130ГЛ); сравнивались с автомобилем ЗИЛ-164 и зарубеж-
ными автомобилями;
II группа — седельный тягач с укороченной колесной базой
с V-образным восьмицилиндровым двигателем объемом 6,0 л
(ЗИЛ-130В); сравнивался с седельным тягачом ЗИЛ-164Н;
III группа — бортовые автомобили-тягачи с нормальной и
увеличенной колесной базами, с V-образным восьмицилнндро-
вым двигателем объемом 6,U л (ЗИЛ-130 и ЗИЛ-130Г); сравни-
вались с автомобилем-тягачом ЗИЛ-164Р и зарубежными авто-
мобилями.
В связи с тем, что в дальнейшем в производство были пере-
даны в основном модификации автомобилей-тягачей с V-образ-
ным восьмицилиндровым двигателем, объемом 6 л, ниже приве-
дены материалы, относящиеся только к автомобилям II и
III групп.
К началу испытаний опытных образцов автомобилей ЗИЛ-130
был установлен предел грузоподъемности бортовых автомоби-
лей 4 т и общая масса прицепа 6,4 т; для седельного тягача
общая масса полуприцепа принималась равной 10,5 т. В этом
случае полные массы испытуемых автомобилей и автопоездов
были следующими (в т):
Автомобиль ЗИЛ-130 с грузом массой 4т..	8525
Автомобиль ЗИЛ-130 с грузом массой 4т-}-
4- прицеп с общей массой 6,4 т............ 14 925
Автомобиль ЗИЛ-130В1 с полуприцепом с об-
щей массой 10,5 т..................... ...	14585
В результате конструктивных и технологических изменений,
проверенных при испытаниях и доводке, а также на основе боль-
шого опыта эксплуатации автомобилей в автохозяйствах через
два года после начала массового производства нижний предел
грузоподъемности автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-130Г был уста-
новлен равным 5 т при эксплуатации на любых автомобильных
дорогах СССР (кроме дорог IV и V категорий местного значе-
ния). Одновременно была увеличена масса буксируемого авто-
мобилями прицепа с грузом на дорогах с булыжно-щебеночным
и асфальтовым покрытием с 6,4 до 8 т, а масса полуприцепа,
буксируемого тягачом ЗИЛ-1 ЗОВ 1, с 10,5 до 12,4 т.
367
В связи с тем, что ГОСТ 9314—59 ограничивает максималь-
но допускаемую нагрузку на ось автомобиля до 6 тс, а после по-
вышения грузоподъемности вес, приходящийся на заднюю ось
груженого автомобиля, увеличился до 6,95 тс и у седельного тя-
гача до 7,0 тс, введение указанных нагрузок потребовало специ-
ального согласования с Комитетом стандартов, мер и измери-
тельных приборов при Совете Министров СССР.
Задние мосты автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-130Г имели пере-
даточное число главной передачи, равное 6,45. В дальнейшем
после постановки автомобилей на производство в процессе кон-
структивной доработки главной передачи это передаточное чис-
ло, как указывалось ранее, было изменено на 6,32 для всех авто-
мобилей ЗИЛ-130.
104. Эксплуатационные показатели опытных образцов автомобиля ЗИЛ-130
Параметры	ЗИЛ-13 0	ЗИЛ-130В	ЗИЛ-130 Г	ЗИЛ-1 30Д1
Максимальная скорость (с полным грузом на горизонтальном участке прямого и ровного шоссе) в км/ч		90	80	90	90
Путь торможения (на сухом горизонтальном асфальтированном шоссе с полным грузом со ско- рости 30 км/ч до полной остановки) в м . . . .	11	13	11	11
Контрольный расход топлива (по шоссе с пол- ным грузом при скорости движения 30—40 км/ч) вл		28	35	28	26
Наименьший радиус поворота (по колее наруж- ного переднего колеса) в м 		8,0	7,0	9,1	7,0
В табл. 104 приведены эксплуатационные показатели опыт-
ных образцов автомобилей семейства ЗИЛ-130, а в табл. 105 —
технические характеристики автомобиля ЗИЛ-130 и зарубежных
грузовых автомобилей.
УСЛОВИЯ ИСПЫТАНИЙ
Основная часть испытаний была проведена на дорогах общей
сети в реальных условиях работы автомобиля.
Трассу испытаний подбирали так, чтобы в ее состав входили,
кроме гладких асфальтированных дорог, также участки с булыж-
ным и щебенчатым покрытием, грунтовые и горные дороги.
Испытания автомобилей ЗИЛ-130 массового производства
включали также полигонные исследования.
368
24 Зак. 1071
105. Технические характеристики испытуемых грузовых автомобилей
Наименование	ЗПЛ-1.ю	Додж С-ЗТА-8	Интернейшпл R-185	Форд F750	Д’>дж 1)60 0
Максимальная полная масса автомобиля по					
рекомендации заводов-изготовителей в кг . .	10525	8865	9200	10200	10420
Число цилиндров и их расположение . . .	8, V-образиое		6, в ряд	8, V-образное	
Диаметр цилиндра X ход поршня в мм	100X95	96,7X92,4	111,1X104,8	102,7x86	99,3X84,1
Степень сжатия		6,5	7,2	6,3	7,3	7,5
Максимальная мощность двигателя в л. с. и			147/2600		
соответствующая ей частота вращения в об/мин	170/3600	191/4060		180/3800	165/3700
Максимальный крутящий момент в кгс м и					
соответствующая ему частота вращения в об/мни	41/1800—2000	43,7/2500	42,3/2200	44,6/2000	40,3/2400
Рабочий объем двигателя вл 		6,0	5,43	6,1	5,9	5,2
Число передач переднего хода в коробке пе-					
редач 		5	5	5	о	4
Сцепление 			Однодисковое, cv-	Однодисковое,	сухое с гасителем крутильных колеба-		
	хое с гасителем крутильных колебаний	ний на ведомом диске и периферийными пружинами			
Диаметр диска сцепления в мм			280	335	305	-	-
Главная передача 		Двойная, пара ко- нических шестерен со спиральными зубьями и пара цилиндрических косозубых шестерен	Двойная, двухско- ростная; пара гипоидных и две пары цилинд- рических косозубых шестерен	7,16	Одинарная	гипоидная
Передаточное число главной передачи . .	6,45	6,64 и 8,6		7,17	6,5
Размеры шин	 .	.	260—20	9.00—20	9.00—20	9.00—20	9.00—20
Рулевой механизм	  .	.	Рейка с зубчатым сектором и встро- енный усилитель	Г лобоидальный червяк и криво- шип с роликом	Типа «Росс»	Глобоидальный червяк и кривошип с роликом	
Тормоза = . . .	...	...	С пневматическим приводом	С гидравлическим приводом и		вакуумным усилителем	
ЗС9
Объем дорожных испытаний опытных образцов автомобилей
характеризуется пробегом 75—85 тыс. км со следующим распре-
делением по видам дорог (в тыс. км):
Асфальтобетонное	шоссе	....	38—43
Булыжное шоссе ...	....	20—22
Грунтовые дороги........ 14—15
Городские дороги.......... 3—5
Большие пробеги относятся к одиночным автомобилям, мень-
шие — к автопоездам.
Грузоподъемность автомобилей и автопоездов при испытани-
ях изменялась в таких пределах: для одиночного автомобиля
4; 5 и 6 т; седельный тягач эксплуатировался с полуприцепами
общей массой 10,5—12,4 т; бортовой автопоезд помимо нагрузок,
указанных для одиночного автомобиля, испытывался с прицепа-
ми общей массой 6,4—6,5 т.
В качестве груза чаще всего использовался равномерно рас-
пределенный в платформах чугунный балласт.
Испытания автомобиля ЗИЛ-130 производились при следую-
щих скоростях движения: на асфальтобетонном шоссе 60—
75 км/ч, на булыжном шоссе 37—45 км/ч, на грунтовых дорогах
28—32 км/ч.
ЛАБОРАТОРНО-ДОРОЖНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
АВТОМОБИЛЕЙ ЗИЛ-130
Определение пути свободного качения
автомобиля
Частью исследования скоростных качеств и топливной эконо-
мичности автомобиля ЗИЛ-130 в дорожных условиях являлось
определение пути свободного качения (выбега) с начальной ско-
рости 50 км/ч. Как известно, при прочих равных условиях этот
путь, помимо технического состояния автомобиля, характеризу-
ет сопротивление качению шин.
Испытания автомобиля ЗИЛ-130 серийного производства и
зарубежных аналогов последних лет показали, что выбеги этих
автомобилей близки между собой. Анализ данных табл. 106 поз-
воляет сделать вывод о том, что суммарная сила сопротивления
качению у автомобиля ЗИЛ-130 и у зарубежных автомобилей
практически одинакова как в начале эксплуатации автомобиля,
так и после определенного пробега.
Скоростные качества автомобиля
Скоростные качества нового автомобиля оценивали на осно-
вании максимальной скорости движения, приемистости (путь и
время разгона) и средних скоростей движения в различных до-
рожных условиях. Результаты испытаний автомобилей ЗИЛ-130,
370
106. Путь свободного качения (выбег) грузовых автомобилей
с установившейся скорости 50 км/ч (полная масса
автомобилей 10,2—10,5 т)
(величины в числителе относятся к новому автомобилю,
величины в знаменателе — к автомобилю после пробега 25 тыс. км)
Автомобиль н размеры шнн	Выбег автомобиля			
	без груза		с грузом	
	в м	в /0 к выбегу нового автомо- биля	в м	В 0/ ь /0 к выбегу нового автомо- биля
ЗИЛ-130, И-202 ДШЗ 260—20 (двенадца- тислолная)		660	100	839	100
	737	111,5	884	105,3
Форд F750, 9.00—20 (десятислойная «Фай- эрстон») 		571	100	810	100
	762	133,3	912	112,6
Форд D700, 9.00—20 (двенадцатислойиая «Гудиэр»)		568	100	699	100
	766	134,6	840	120,0
Додж D600, 9.00—20 (десятислойная «Гу- диэр») 		595	100	782	100
	776	130,4	888	113,7
107. Максимальные скорости движения автомобилей в км/ч
Масса перевозимого груза + общая масса прицепа в т	ЗИЛ-130	ЗИЛ-164	Интернейшнл
4	94,6	78,3	90,4
5	91,6	—	.—
6	91,6	—_	—
4+6,4	87,0	65,0	84,6
6+6,5	84,1	—	—
ЗИЛ-164 и Интернейшнл в разных весовых состояниях даны
в табл. 107. Ниже приведены максимальные скорости движения
автомобилей при полной массе 10,2—10,4 т (в км/ч):
ЗИЛ-130....................91,6
Форд F750 ................ 94,8
Форд D700 ................ 86,5
Додж D600 ................. 105
Приемистость автомобиля ЗИЛ-130 определяли по времени
разгона с места с переключением передач и по интенсивности
разгона на высшей передаче (табл. 108 и 109).
На рис. 149—151 приведены графики разгона с места с пере-
ключением передач автомобиля ЗИЛ-130 в различных весовых
состояниях.
24*
371
108. Время разгона автомобиля с места с переключением передач
на пути 1 км в с
Масса перевозимого грузач-общая масса прицепа в т	ЗИЛ-130	ЗИЛ-164	Интернейшнл R-I85	Додж D600	Форд D700
4	60,6	70,0	61,3	—	—
	62,0	76,6	64,0	—	—
6	64,1	—	—	63,3	69,9
4+6,4	72,1	86,0	73,7	—	—
6+6,5	74,5	—	—	—	
109. Время разгона автомобилей на высшей передаче
со скорости 20 км/ч до скорости 60 км/ч в с
Перевозимый груз в т	ЗИЛ-130	ЗИЛ-1 64	Интернейшнл R-185	Додж D600	Форд D700
4	35,4			32,0	—	—
5	39,0	65,0	36,0	—	—
6	43,0	—	—	59,0	61,0
Максимальные скорости автомобилей Форд D700, Форд F750,
Интернейшнл и ЗИЛ-130 близки между собой. Несмотря на то
Рис. 149. Разгон автомобиля ЗИЛ-130 с переключением передач (груз мас-
сой 6 т и прицеп обшей массой 6,5 т):
1 — зависимость скорости оа от пути .разгона 3; 2 — зависимость скорости иа от
времени разгона t ₽
372
случае одинаковы с показателями автомобиля ЗИЛ-130 (разгон
с места), а в другом (разгон на высшей передаче) ниже.
В ходе последующих сравнительных пробеговых испытаний
тяговые и динамические показатели автомобилей ЗИЛ-130 ока-
зались намного лучше, чем у автомобилей ЗИЛ-164, и практиче-
Рис. 150. Разгон автомобиля ЗИЛ-130 с переключением передач (груз
массой 5 т, без прицепа):
1 — зависимость скорости va от пути разгона S; 2 — зависимость скорости
оа от времени разгона
ПО. Средние скорости движения автомобилей по дорогам
с различным покрытием в км/ч
Автомобиль	Масса перевозимого груза + общая масса прицепа в т	Асфальтобе- тонное шоссе	Булыжное шоссе
ЗИЛ-130В	12,4	47,4	35,8
ЗИЛ-130	5	65,5	45,0
	5+6,4	46,9	37,4
ЗИЛ-164Н	10,5	41,2	32,3
ЗИЛ-164Р	5 5+6,4	56,2 43,2	36,3 32,4
Интернейшнл R-185	5	58,0	36,9
Додж С-ЗТА-8	5 5+6,4	63,0 52,0	40 37,8
Рио F22R	5	61,1	37,5
373
ски одинаковыми с показателями зарубежных автомобилей
(табл. ПО). Высокие скоростные качества автомобиля ЗИЛ-130
при этих испытаниях были обусловлены большим запасом мощ-
ности двигателя, мягкой подвеской автомобиля, устойчивостью
его на дороге, удобством управления и, как следствие, меньшей
утомляемостью водителя.
Рис. 151. Разгон автомобиля ЗИЛ-130 с переключением передач (груз-
массой 6 т, без прицепа):
1 — зависимость скорости иа от пути разгона 5; 2 — зависимость скорости vQ от
времени разгона
Данные лабораторно-дорожных испытаний подтверждаются
результатами, полученными при эксплуатации автомобилей
ЗИЛ-130 в народном хозяйстве (табл. 111).
Топливная экономичность
На рис. 152—154 приведены экономические характеристики
автомобиля ЗИЛ-130 и сравниваемых с ним автомобилей в раз-
личных весовых состояниях.
На рис. 152 показаны экономические характеристики авто-
мобиля ЗИЛ-130 установочной партии, а на рис. 154 — массово-
го производства.
Расход топлива на 100 км автомобилей ЗИЛ-130 без нагрузки
приведен в табл. 112, из которой следует, что расход топлива
автомобилем массового производства несколько ниже, чем авто-
374
111. Средние скорости движения автопоездов
с тягачами ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 в одинаковых условиях
Условия работы автомобиля и его параметры	ЗИЛ-130	ЗИЛ-164	Скорость ЗИЛ-130 в % к скорости ЗИЛ-164
Движение по заданному маршруту протяженностью 330 км с грузом мас- сой 8 т: средняя скорость в км/ч		55	39,2	141
время нахождения на маршруте	6 ч 40 мии	10 ч 20 мнн	—
в том числе в движении	6 ч 00 мин	8 ч 40 мин	—-
экономия времени 	 Движение по заданному маршруту протяженностью 400 км с грузом мас- сой 8 т в контейнерах: средняя скорость в км/ч ....	3 ч 40 мин 57,2	42	136
время нахождения на маршруте . .	7 ч 00 мнн	11 ч 00 мин	——
в том числе в движении экономия времени Работа на стройках с грузом массой 8—9 т при среднесуточном пробеге 120—140 км в смену: средняя скорость в км/ч . . . экономия времени за смену . .	6 ч 00 мин 4 ч 23,5 1 ч	9 ч 30 мин 20	117
Рис. 152. Экономическая характеристика опытного
образца автомобиля ЗИЛ-130 (установочной партии):
1 — без груза; 2 — С грузом 4 т; 3 — с грузом 5.5 т;
4 — с грузом 4 т и прицепом
мобилем установочной партии. Более отчетливо эта разница вы-
является при движении этих автомобилей с нагрузкой в различ-
ных дорожных условиях (табл. 113).
Из табл. 113 следует, что у автомобилей ЗИЛ-130 массового
производства грузоподъемостью 6 т расход топлива, отнесенный
375
Рис. 153. Экономическая характеристика автомоби-
ля ЗИЛ-164:
1 — без груза; 2 —- с грузом 4 т; 3 — с грузом 4 т
и прицепом
Рис. 154. Экономические характеристики автомобиля
ЗИЛ-130 массового производства:
1 — груз 6 т и прицеп общей массой 6,4 т; 2 — груз 5 т и
прицеп общей массой 6,4 т; 3 — груз 5 т и прицеп общей
массой 6 т; 4 — груз 5 т и прицеп общей массой 5 т; 5 —
без груза
112. Экономические характеристики автомобилей ЗИЛ-130 без нагрузки
Автомобиль ЗИЛ-130	Расход топлива на 100 км в л при скорости движения в км/ч					
	20	30	40	50	60	70
Установочной партии 		 ...	19,6	20,8	22,5	24,3	27,2
Массового производства		19,8	18,8	19,0	20,6	23,6	27,2
к 1 т перевозимого груза, при движении по дорогам всех кате-
горий снизился в среднем на 12% по сравнению с расходами
топлива автомобилями ЗИЛ-130 установочной партии грузоподъ-
емностью 4 т и на 27,5% по сравнению с расходами топлива ав-
томобилями ЗИЛ-164.
376
113. Топливная экономичность автомобилей с нагрузкой
(в числителе указан расход топлива на 100 км в л, а в знаменателе— на 100 т-км)
Параметр		Автомобиль ЗИЛ-130 массового производ- ства грузоподъемностью в т			Автомобиль ЗИЛ-1 30 установочной пар-	Автомобиль ЗИЛ-164 гру зон о дъе м ностью 4 т
		5		6	ностью 4 т	
Расход топлива по экономической характе- ристике при скорости 60 км/ч: одиночного автомобиля				28,5/5,7	30,5/5,08	28.2/7,05	32,0/8,0
автомобиля с прицепом 6,4 т		общей массой		33,9/3,76	35,5/3.55	35/4,37	45,5/5,68
Контрольный расход топлива при скорости 40 км/ч: одиночного автомобиля					27,0/4,5	25,8/6,45	27,2/6,82
автомобиля с прицепом 6,4 т		общей массой		-I-	32,0/3,2	33,6/4,22	-/-
Расход топлива при движении по: магистральному шоссе .	...			-I-	39,2/6,53 (va = 57,6 км/ч)	38,0/9,5 (<?а = 45,4 км/ч)	40,0/10,0 (t’a = 37,7 км/ч)
булыжному шоссе . ,		(va	41,2/8,25 = 39,0 км/ч)		46,3/11,6 (уа = 36,9 км/ч)	43,3/10,83 (va = 30,7 км /ч)
по грунтовым дорогам . .		U’a	44,7/8,95 = 38,8 км/ч)	-I-	41,8/10,45 (еа = 37,6 км/ч)	45,1/11,27 (va = 36,2 км/ч)
377
Опыт эксплуатации автомобилей ЗИЛ-130 в народном хо-
зяйстве показал, что они наиболее экономически эффективны
(особенно по расходу топлива) при постоянной работе с полной
нагрузкой в составе автопоездов.
Если автомобили ЗИЛ-130 используют как одиночные, их по-
казатели по расходу топлива ухудшаются. Особенно наглядно
влияние недогрузки автопоезда сказывается на соотношении
фактического расхода топлива и государственной нормы.
Известно, что действующие государственные нормы расхода
топлива предусматривают стимулирование эксплуатации автомо-
биля в составе автопоезда при полном использовании его грузо-
подъемности. Чем больше недогрузка поезда, тем жестче госу-
дарственная норма расхода топлива. Так, при эксплуатации ав-
топоезда ЗИЛ-130 с половинной нагрузкой фактический расход
топлива снижается на 14%, в то время как государственная нор-
ма уменьшается на 24%. При использовании грузоподъемности
автомобиля на две трети (работа без прицепа с грузом массой
4 т) фактический расход топлива снижается приблизительно на
20%, а государственная норма уменьшается на 30%. При холос-
тых ездках (без прицепа и без груза) фактический расход топ-
лива падает на 31%, а государственная норма уменьшается на
52%, т. е. фактически в 2 раза.
Расход масла двигателем
Эксплуатация выпускавшихся ранее заводом грузовых авто-
мобилей показала, что расход масла двигателями ЗИЛ-120 на
автомобилях ЗИЛ-164 при умеренном пробеге составлял 1,5—•
2,5 % расхода топлива и резко возрастал с увеличением пробега,
достигая 3—3,5% при пробеге 50—60 тыс. км. Опытные образцы
автомобилей ЗИЛ-130 с первыми V-образными двигателями
имели расходы масла несколько меньшие, чем автомобили
ЗИЛ-164, по достаточно высокие для двигателя такого типа.
Расход масла двигателями ЗИЛ-130 существенно понизился
после введения стальных хромированных маслосъемных колец.
Это подтверждается результатами испытаний автомобилей
ЗИЛ-130 серийного производства в различных дорожных усло-
виях при пробеге 50 тыс. км. Ниже приведены расходы масла
двигателем ЗИЛ-130 на 100 км во время этих испытаний (в л):
Магистральное шоссе:
Масса груза 6 т, va = 55 -ъ 58 км/ч..................
Масса груза 6 т и прицеп общей массой 6,5 т, va —
= 60 км/ч...........................................
Булыжное шоссе, масса груза 5 т, va = 37 -=- 39 км/ч . . .
Грунтовые дороги, масса груза 5 т, <?а = 38 -г- 39 км/ч
Горные дороги:
Масса груза 6 т, va = 37	38 км /ч ...................
Масса груза 6 т и прицеп общей массой 6 т, va = 26 --
н- 27 км/ч...........................................
0,012—0,014
0,140—0,150
0,060—0,097
0.130
0,4
0,4—0,6
378
Скоростная дорога автополигона:
Масса груза 6 т и прицеп общей массой 6 т, ца — 64 -н
66 км/ч............................................... 0,2—0,3
Масса груза 6 т, va — 78	79 км/ч...................... 0,3
За весь период испытаний (общий пробег 50 тыс. км), va =
= 48 км/ч............................................ ...	0,17—0,20
Расход масла в % расхода топлива....................... 0,37—0,43
Таким образом угар масла в двигателях в период испытаний
при пробеге автомобилями 50 тыс. км составил 0,170—0,200 л на
100 км. Эти данные соответствуют расходам масла лучшими за-
рубежными двигателями. Средний суммарный расход масла дви-
гателями ЗИЛ-130 составляет менее 1% расхода топлива и ос-
тается стабильным при длительном пробеге (до 100—
120 тыс. км). Только после пробега 250 тыс. км он достигает
2—2,5% расхода топлива.
Автомобиль-тягач ЗИЛ-130 за пробег 160 тыс. км в сравнении
с автомобилем ЗИЛ-164 дает более 1000 л экономии масла, при-
меняемого для смазки двигателя. Все сказанное выше позволило
заводу выйти с предложениями о снижении государственной нор-
мы расхода на масло для двигателей ЗИЛ-130.
Маневренность
Рис. 155. Обозначение наименьших
и габаритных диаметров поворота
автомобиля
Маневренность характеризует способность автомобиля к по-
воротам и разворотам на минимальной площади. К основным
параметрам, определяющим маневренность, относятся наимень-
ший диаметр поворота и габарит-
ные диаметры поворота.
Эти параметры для испытуе-
мых автомобилей определяли при
левом п правом поворотах в соот-
ветствии с рис. 155 при скорости
движения не более 5 км/ч и при
максимальном угле поворота уп-
равляемых колес (d — наимень-
ший диаметр поворота, равный
диаметру окружности, описывае-
мой на плоскости дороги центром
отпечатка шины наружного пе-
реднего колеса; d\—наименьший
наружный габаритный диаметр поворота, равный диаметру ок-
ружности, описываемой проекцией на дорогу точки автомобиля,
наиболее удаленной от центра поворота; d2 — наименьший внут-
ренний габаритный диаметр поворота, равный диаметру окруж-
ности, описываемой проекцией на дорогу точки автомобиля, бли-
жайшей к центру поворота).
Полученные средние диаметры d, d\ и d^ приведены
в табл. 114.
379
114. Наименьшие диаметры поворота автомобилей в м
Автомобиль	d		dx		^2	
	Поворот влево	Поворот вправо	Поворот влево	Поворот вправо	Поворот влево	Поворот вправо
ЗИЛ-130 . .	15,440	16,150	16,530	17,250	9,360	10,020
Форд F750 .	.	18,276	16,784	19,296	17,834	.—	—
Додж D600	. .	17,120	18,340	18,280	19,460	11,460	12,720
Плавность хода автомобиля
Плавность хода автомобиля ЗИЛ-130 определяли при пробе-
говых испытаниях по средним скоростям движения по дорогам
с булыжным покрытием и грунтовым дорогам. Скорости движе-
ния ограничивались фактическими ускорениями и динамически-
ми нагрузками, которые испытывают водитель и пассажиры
в кабине, а также которым могут подвергаться грузы, перевози-
мые на платформе. Запись ускорений производилась с помощью
акселерографов, помещенных на сиденьях водителя и пассажи-
ра, а также в нескольких местах платформы. Результаты испы-
таний приведены в табл. 115.
115. Средние скорости движения, ограничиваемые плавностью хода, в км/ч
Автомобиль	Булыжное шоссе	Г рунтовая дорога
ЗИЛ-130 без прицепа	43—45	31—32
ЗИЛ-164 без прицепа	33—36	26—28
ЗИЛ-130 с прицепом . .	37	27,5
ЗИЛ-164Р с прицепом		32	24
Интернейшнл R-185 без прицепа	36—37	25—27
Додж С-ЗТА-8 без прицепа	38—40	23—25
Подвеска автомобиля ЗИЛ-130, выполненная на удлиненных
и более мягких по сравнению с автомобилем ЗИЛ-164 рессорах,
в сочетании с амортизаторами передней подвески способствует
уменьшению утомляемости водителя. Постоянные «пробои» под-
весок зарубежных грузовых автомобилей создают значительные
колебания в продольной плоскости, приводящие к быстрой утом-
ляемости водителей, выскакиванию груза из платформы и сниже-
нию скорости этих автомобилей по сравнению со скоростью ав-
томобиля ЗИЛ-130.
Удобство управления
Легкость управления автомобилем в комплексе оценивается
удобством управления рулевым колесом, пользования рычагами
и педалями управления и по усилиям, потребным для этого, а
380
также пользования вспомогательными устройствами и меха-
низмами.
Легкость рулевого управления характеризуется усилием,
прилагаемым водителем к рулевому колесу для поворота управ-
ляемых колес.
При испытаниях автомобиля ЗИЛ-130 усилие на рулевом ко-
лесе замеряли при движении по дороге с пороговыми препятст-
виями и при движении по криволинейной траектории, представ-
ляющей собой «восьмерку» и ограниченной воротами шириной
3,5 м (рис. 156 и рис. 157). Испытания проводились при скорости
Рис. 156. Схема расстановки порого-
вых препятствий при испытаниях на
легкость рулевого управления
Рис. 157. Схема
движения автомо-
биля по криволи-
нейной траекто-
рии — восьмерке
движения 20 км/ч. Окончательный результат принимался как
средний максимальных значений усилия, полученных в пяти за-
ездах. Кроме того, замеряли усилие на рулевом колесе при по-
вороте управляемых колес автомобиля на месте при работающем
гидроусилителе (при холостом ходе двигателя). При этом фик-
сировалось максимальное усилие, необходимое для поворота
колес вправо и влево. По полученным средним усилиям на руле-
вом колесе были определены максимальные крутящие моменты
(табл. 116).
Из табл. 116 следует, что по легкости управления автомобиль
ЗИЛ-130 значительно превосходит зарубежные автомобили.
Характерно, что водители, впервые садившиеся за руль авто-
мобиля ЗИЛ-130, проявляли неуверенность при работе с новым
рулевым управлением из-за отсутствия ощущения толчков от
дороги. Но уже после небольшого периода работы (1—5 дней)
привыкали к особенностям работы с гидроусилителем и оцени-
вали его преимущества, особенно при маневрировании и движе-
нии по узким дорогам с мягким покрытием.
381
116. Максимальные крутящие моменты на рулевом колесе в кгс см
Условия движения автомобиля	ЗИЛ-130	Форд F750	Додж D600
По дороге с пороговыми препятствиями при			
наезде:			
правыми колесами »	57	66,5	114
левыми колесами	 .	.	66,5	85,5	161,5
По криволинейной дороге (восьмерке)	133	361	332,5
Поворот управляемых колес на месте	209*	1003**	1080**
* При максимальном угле поворота управляемых колес.
* В конце второго оборота рулевого колеса-
Предельные углы поворота колес автомобиля в обе стороны
и число оборотов рулевого колеса, требующееся для поворота
управляемых колес из одного крайнего положения в другое,
также характеризуют степень легкости управления автомобилем
(табл. 117).
117. Зависимость углов поворота управляемых колес автомобиля
от числа оборотов рулевого колеса
Параметры	ЗИЛ-130	форд F750	Додж D600
Максимальный угол поворота управляемых колес при повороте:			
левого колеса . .	-	37°00'	41°00'	35°00'
правого колеса 	 Число оборотов рулевого колеса, соответ- ствующее максимальному углу поворота у прав- ляемых колес при повороте:	35'20'	38°30'	29°30'
влево	 		2,25	3,41	2,53
вправо			2,20	3,44	2,68
Таким образом, одному обороту рулевого колеса автомобиля
ЗИЛ-130 влево и вправо соответствуют 16° поворота управляе-
мых колес; на зарубежных грузовых автомобилях этот угол ра-
вен только 11—14°.
В ходе испытаний опытных образцов автомобилей ЗИЛ-130
учитывались замечания водителей по удобству расположения
органов управления и пользования ими.
На первых образцах автомобилей ЗИЛ-130 схема перемеще-
ния рычага переключения передач соответствовала рис. 158, а.
Рычаг имел большой ход верхней головки. Переключение передач
было неудобным: плохо ощущались моменты включения переда-
чи и преодоления сопротивления фиксатора первой передачи и
заднего хода; иногда случайно включался задний ход вместо
382
второй передачи и, наоборот, особенно при ослаблении пружины
фиксатора. Для устранения указанных недостатков была измене-
на схема перемещения рычага (рис. 158, б) и изменено соотно-
шение его плеч; вследствие этого максимальное перемещение
рычага при включении первой передачи и заднего хода умень-
шились.
Кроме того, в ходе испытаний были изменены форма и поло-
жение рычага ручного тормоза, форма педали сцепления, а так-
же расположение ряда тумблеров и приборов на передней панели
кабины.
Рис. 158. Схема перемещения рычага переключения пере-
дач автомобилей ЗНЛ-130-
а — первых образцов; б — серийного произволе иза
Благодаря введению сихронпзаторов значительно упростился
процесс переключения передач при езде в городских условиях.
Герметичность кабины
Целью испытаний на герметичность кабины автомобиля
ЗИЛ-130 являлась проверка эффективности всех уплотнений при
воздействии на кабину воздуха, пыли и воды.
Герметичность кабины оценивали в лабораторных условиях
по расходу воздуха, проходящего через неплотности в кабине
при избыточном давлении 10 мм вод. ст., создаваемом нагнета-
тельной установкой. Ниже приведены данные по герметичности
кабин автомобиля ЗИЛ-130 и зарубежных автомобилей (расход
воздуха через неплотности кабины в м3/ч):
ЗИЛ-130 ........................... 292
Форд F750 ......................... 292
Форд D700 .......................   317
Додж D600 ................. .	.	. . 248
Обзорность
Обзорность автомобиля характеризуется видимостью пути и
светофора с места водителя.
Невидимую зону перед автомобилем в плоскости дороги оп-
ределяли следующим образом. Автомобиль без нагрузки ставили
383
у края площадки шириной Юме сеткой, разграфленной на
квадраты со стороной 1 м. Край переднего бампера автомобиля
находился над первой линией сетки.
Сиденье водителя устанавливали так, чтобы наименьшее рас-
стояние между нижним краем рулевого колеса и спинкой состав-
Рис. 159. Координаты распо-
ложения нити лампочки в
соответствии с методикой
по измерению обзорности с
места водителя
ляло 370 мм, а сама спинка распола-
галась под углом 97° к сиденью
(рис. 159). Над сиденьем водителя,
в точке К, помещалась электричес-
кая лампочка, укрепленная на спе-
циальном кронштейне. Координаты
положения нити лампочки от по-
верхности сиденья, деформирован-
ного под нагрузкой 50 кгс, и от по-
верхности ненагруженной спинки
даны на рис. 159.
При включении электрической
лампочки (в затемненном помеще-
нии) отмечались контуры освещен-
ной зоны, которая затем в масштабе
были перенесены на диаграммы (см.
рис. 125).
При оценке угла обзорности в вертикальной плоскости, про-
ходящей через центр сиденья водителя, расстояние от уровня
дороги до светофора принималось равным 5 м (рис. 160). На
Рис. 160. Положение автомобиля при оценке угла обзорности
в вертикальной плоскости
указанной высоте на стене проводилась горизонтальная черта.
В кабине автомобиля ЗИЛ-130 на специальном кронштейне ус-
танавливалась электрическая лампочка К, имитировавшая глаза
водителя (координаты см. на рис. 159). При включенной в каби-
не электрической лампочке автомобиль ставили в затемненном
помещении перед стеной так, чтобы горизонтальная черта на
стене находилась на границе освещенной зоны. В этом положе-
нии фиксировали расстояние до видимого водителем светофора
384
L3, расстояние от светофора до бампера L4 и расстояние от уров-
ня дороги до уровня глаз водителя Н. Затем по этим величинам
был вычислен угол обзорности автомобиля ЗИЛ-130:
Расстояние до видимого водителем светофора L3 в м................ 14,335
Угол обзорности в вертикальной плоскости а .................. ...	11°45'
Надежность автомобиля
К началу работ по доводке нового автомобиля ЗИЛ-130 ре-
сурс ранее выпускавшегося автомобиля ЗИЛ-164 составлял
105 тыс. км. Первые испытания по оценке долговечности автомо-
биля ЗИЛ-130 показали, что его ресурс находился в пределах
120—150 тыс. км. Дальнейшее повышение технического ресурса
автомобиля до 200—250 тыс. км потребовало проведения ряда
конструктивных мероприятий (внедрение стальных хромирован-
ных маслосъемных колец двигателя и седел выпускных клапанов
повышенной твердости, искусственного старения блока цилинд-
ров, направляющих клапанов повышенной твердости, вставки
в поршень под первое компрессионное кольцо, улучшенных на-
кладок сцепления, подбора по шуму всех пар шестерен коробки
118. Режимы работы автомобилей ЗИЛ-130 при эксплуатации
в рядовых автохозяйствах и при форсированных испытаниях на долговечность
Эксплуатационные показатели	Эксплуатация в автохозяйствах				Форсирован- ные испыта- ния одиноч- ных автомо- билей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-130г с грузом- мас- сой 6 т по ско- ростной доро- ге автополи- гона
	Перевозки автопоездом ЗИЛ-1 ЗОВ 1		Перевозки одиночным авто- мобилем ЗИЛ-130 (молоковоз)		
	в городе	по маги- стрально- му шоссе	в городе	в приго- роде	
Продолжительность нахождения на линии в ч		8,5—9,0	11 — 13	4	10	22
Продолжительность движения за сутки в ч	5,5—6,0	9,0—10,0	2,2—2,4	4,5—7,5	17—19,5
Суточный пробег в км		74—100	300—400	50—70	200—350	1300—1500
Количество рабочих дней по пробегу в месяц		25-	—26	28-	-29	24—26
Сменность работы	1	2	1-	—2	3
Среднетехническая скорость движения в км/ч		20,5—24,5	41,0—44,0 1	22,5—29,0	44,0—47,0	75,0 -77,0
Коэффициент ис- пользования пробега	0,71—0,77		0,42—0,48	0,42—0,48	1
Коэффициент ис- пользования грузо- подъемности ....	0,934	0,9	0,81	0,81	1
25 Зак. 1071
385
передач и главной передачи, совместной балансировки проме-
жуточного и основного карданных валов и т. п.).
По мере реализации этих конструктивных мероприятий на
опытных образцах были проведены испытания бортового оди-
ночного автомобиля ЗИЛ-130 с грузом массой 6 т сначала на
подтверждение ресурса 200 тыс. км, а затем 250 тыс. км.
Испытания проводились на скоростной дороге автополнгона
НАМИ. В качестве нагрузки использовался постоянно укреплен-
ный в платформах автомобилей балласт. Средние скорости дви-
жения за весь период испытаний составили 75—77 км/ч, суточные
пробеги 1300—1500 км. В табл. 118 приведены режимы работ
автомобилей ЗИЛ-130 при эксплуатации в рядовых автохозяйст-
вах и при форсированных испытаниях на долговечность. Резуль-
таты форсированных испытаний подтвердили эффективность всех
конструктивных мероприятий, направленных на повышение
ресурса серийного автомобиля, и позволили рекомендовать их
для внедрения в производство, что обеспечило повышение ресур-
са автомобиля сначала до 200 тыс. км, а затем до 250 тыс. км.
ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ИСПЫТАНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ ЗИЛ-130
Испытания автомобилей, проводимые заводом по принятым
программам и методикам в разных условиях, необходимы для
правильной сравнительной оценки испытуемых автомобилей, но
не всегда дают полное представление о долговечности автомо-
биля и его отдельных узлов, так как эти испытания не могут
охватить все разнообразие условий, встречающихся в эксплуа-
тации.
Эксплуатационные испытания автомобилей в автомобильных
хозяйствах, расположенных в районах с различными климати-
ческими, дорожными и прочими условиями, дополняют заводские
испытания. Для этой цели заводом было подобрано несколько
десятков автомобильных хозяйств, в которых работа ведется по
следующим направлениям:
—	оценка долговечности опытных узлов и деталей, находя-
щихся на подготовке производства;
—	выявление фактической долговечности автомобилей
ЗИЛ-130 и их модификаций и оценка эффективности мероприя-
тий, направленных на увеличение наработки деталей и узлов
автомобиля;
—	проверка мероприятий по снижению трудоемкости техни-
ческого обслуживания автомобиля ЗИЛ-130 и его модификаций.
Количество одновременно испытываемых в каждом хозяйстве
автомобилей выбирали так, чтобы охватить характерные для
этого хозяйства дорожные условия, грузы и режимы использова-
ния автомобилей.
Количество опытных узлов и деталей, находящихся на испы-
таниях в эксплуатации, очень велико. Например, в период, когда
386
завод проводил работу по повышению ресурса автомобиля
ЗИЛ-130 до 200 тыс. км, в автохозяйствах испытывалось около
100 опытных узлов, агрегатов и различных деталей.
Наблюдения за работой серийных автомобилей в эксплуата-
ции помогли заводу своевременно обратить внимание на детали,
долговечность которых в начале их производства снижала общий
ресурс автомобилей. Заводом были приняты меры для устране-
ния замеченных недостатков. Повторная проверка выявила эф-
фективность этих мер.
Эксплуатационные испытания и анализ результатов наблю-
дений дают возможность выявлять слабые места в конструкции
автомобиля и определять фактическую долговечность узлов, де-
талей и автомобилей в целом; при этом также определяются за-
траты на ремонт и техническое обслуживание, выявляется но-
менклатура запасных деталей, устанавливают их требуемое
количество.
ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ АВТОМОБИЛЯ
Общая программа доводки автомобиля ЗИЛ-130 предусмат-
ривала исследование возможности увеличения периодичности и
изменения объема технического обслуживания вследствие: изме-
нения конструкции автомобиля ЗИЛ-130 по сравнению с пред-
шествующей моделью; применения новых смазочных и лако-
красочных материалов; дальнейшего совершенствования конст-
рукции агрегатов в направлении создания узлов трения с посто-
янным запасом смазки, с меньшим числом точек смазки, с луч-
шей доступностью к местам регулировок и креплений; создания
специальных стендов, съемников и приспособлений, а также
комплекта шоферского инструмента, способствующих сокраще-
нию трудоемкости технического обслуживания; уточнения режи-
мов технического обслуживания, а также методик их установ-
ления.
В основу исследования были положены общие и частные ме-
тодики установления рациональных режимов технического об-
служивания, разработанные НИИАТ и согласованные с заво-
дом и НАМИ.
Опыт доводки автомобиля ЗИЛ-130 показал, что периодич-
ность и объем технического обслуживания при данных условиях
эксплуатации зависят от усовершенствования конструкции авто-
мобиля, повышения качества его изготовления и т. п.
Поэтому с начала выпуска установочной партии автомобилей
ЗИЛ-130 и до настоящего времени интервалы пробега между
техническими обслуживаниями имеют тенденцию к увеличению
(табл. 119).
Одновременно с изменением периодичности технического об-
служивания уточнялся перечень необходимых операций; опера-
ции, признанные на основании обобщения опыта эксплуатации
25*	387
119. Пробег автомобиля ЗИЛ-130
между техническими обслуживаниями в тыс. км
Автомобили	ТО-1	ТО-2
Установочной партии . . Массового производства: с первой серией усовершенствования	 со второй серией усовершенствований ....	00	00 со — —"о? 1 1 1	4—8,5 5—9 5,5—9,2
необязательными, исключались; часть операций переносилась из
ежедневного обслуживания в ТО-1 и из ТО-1 в ТО-2.
Задача проводимых испытаний — выяснить, как увеличение
периодичности проведения ТО-1 и ТО-2 отразится на технико-
эксплуатационных показателях работы автомобилей и на общей
экономической эффективности их использования. Предваритель-
но такая задача решалась на небольшом количестве автомобилей
при заводских испытаниях, а затем уточнялась при эксплуата-
ции нескольких десятков и сотен автомобилей в конкретном
крупном автохозяйстве.
Для возможности сопоставления автомобили разбивались на
условные группы с различными интервалами пробега между
техническими обслуживаниями. В связи с тем, что изменение
периодичности проведения ТО-1 и ТО-2 могло отразиться на
сроке службы автомобиля и его элементов до первого капиталь-
ного ремонта, а также на потерях, связанных с простоями авто-
мобилей из-за отказов, по каждой группе учитывались следую-
щие показатели: коэффициент использования рабочего времени;
коэффициент, учитывающий потери линейного времени; затраты
на запасные части, отнесенные к одному автомобилю.
Если в результате работы оказывалось, что увеличение пе-
риодичности технического обслуживания автомобилей приводило
к снижению расходов на эксплуатацию автомобилей ЗИЛ-130
и не снижало их эксплуатационной надежности, делался вывод
о возможности утверждения этой периодичности для данной ка-
тегории условий эксплуатации.
Изменению периодичности технического обслуживания в ряде
случаев предшествовала работа по подбору новых сортов масел
и смазок. В течение ряда лет для системы гидроусилителя руле-
вого управления автомобиля ЗИЛ-130 применялись разные сор-
та масел (летом турбинное 22, ГОСТ 32—53 или индустриальное
20, ГОСТ 1707—51 и зимой — веретенное АУ, ГОСТ 1642—50),
которые необходимо было менять в зависимости от сезона.
В настоящее время во всех климатических зонах страны при-
меняется всесезонное масло Р по ТУ 38-1-110—67, разработан-
ное заводом. В масле содержатся присадки, обеспечивающие
хорошие противоизносные свойства, а также устойчивость по-
388
верхностей деталей против окисления. В связи с этим менять
масло до ремонта агрегатов рулевого управления не требуется.
Значительным изменениям подверглось трансмиссионное мас-
ло автомобиля ЗИЛ-130. До создания нового сорта применялось
трансмиссионное масло ТАп-15, смену которого производили при
втором ТО-2 (после пробега 10—18 тыс. км). В настоящее время
для агрегатов трансмиссии применяется новое трансмиссионное
масло ТАп-15В, разработанное заводом; его смену производят
при шестом ТО-2 (после пробега 30—54 тыс. км). Это стало воз-
можным потому, что масло ТАп-15В изготовляется из сырья,
очищенного от асфальтосмолистых веществ, и имеет высокую
стабильность против окисления. Введенные в масло присадки
обусловливают его хорошие противоизпосные и противозадирные
свойства.
Если периодичность проведения ТО-1 и ТО-2 зависит от усло-
вий эксплуатации автомобилей, то объем и трудоемкость опера-
ций этих обслуживаний определяется главным образом конст-
рукцией автомобиля и его элементов.
Уже первые испытания опытных образцов автомобилей
ЗИЛ-130 показали, что объем работ ТО-1 и ТО-2 по ним значи-
тельно уменьшен по сравнению с объемом работ по автомобилю
ЗИЛ-164. Это объясняется сокращением числа точек смазки,
объема и номенклатуры крепежных и регулировочных работ,
а также усовершенствованием конструкции ряда узлов и деталей,
повысившим их надежность. К числу этих мероприятий относят-
ся: применение подшипников с постоянным запасом смазки
(в узлах сцепления, коробки передач, водяного насоса, кардан-
ного вала автомобиля и рулевого управления и др.), увеличение
периодичности смазки некоторых узлов и деталей (подшипника
промежуточной опоры карданного вала, шлицев карданного ва-
ла трансмиссии, валика распределителя, валика водяного насоса
и др.), увеличение периодичности крепежных работ (крепление
рулевого колеса на валу, картера рулевого механизма и рулевой
колонки, крепление коробки передач к картеру сцепления,
крыльев и кабины к раме, крепление платформы и др.).
Сокращению трудоемкости технического обслуживания и ре-
монта способствовало применение эмалей горячей сушки, повы-
сивших долговечность окраски кабины и существенно снизивших
затраты на периодическую подкраску автомобилей в эксплуа-
тации.
Косвенно сокращению трудоемкости технического обслужи-
вания и ремонта автомобиля ЗИЛ-130 способствует разработан-
ные заводом специальные стенды, съемники и приспособления,
часть из которых выпускается объединением Росавтоспецобору-
дование Министерства автомобильного транспорта РСФСР.
Если трудоемкость технического обслуживания п текущего
ремонта в начале массового производства автомобилей ЗИЛ-130
принять за 100%, то в результате совершенствования конструк-
389
цип автомобилей, улучшения условий их эксплуатации, обеспе-
чения более совершенными эксплуатационными материалами,
уточнения режимов технического обслуживания трудоемкость
технического обслуживания снизилась на 28%, а текущего ре-
монта — на 20—25 %.
ДОВОДКА ГАЗОБАЛЛОННОГО АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-138
Характеристика автомобиля ЗИЛ-138
На ранее выпускавшихся заводом газобаллонных автомоби-
лях ЗИЛ-166В устанавливались универсальные двигатели, пред-
назначенные для работы как на бензине, так и на сжиженном
газе. Эти автомобили при переходе с бензина на сжиженный газ
теряли 8—10% мощности, вследствие чего ухудшались тяговые
качества автомобиля.
В настоящее время сжиженные нефтяные газы, являющиеся
основным видом газообразного топлива для газобаллонных
автомобилей, рассматриваются не как временный заменитель
бензина, а как самостоятельный вид моторного топлива, облада-
ющий рядом весьма существенных преимуществ перед бензина-
ми. В частности, решение проблемы снижения токсичности отра-
ботавших газов в городах заставило автомобилестроителей в
последние годы обратиться к производству газобаллонных авто-
мобилей. В связи с этим произошел переход от универсальных
газовых моделей двигателей к специальным, конструктивные
параметры которых должны соответствовать физико-химическим
свойствам газа. Завод совместно с НАМИ провел конструктор-
ские и экспериментально-исследовательские работы по созданию
специального газового двигателя и соответствующей топливопо-
дающей аппаратуры для газобаллонного автомобиля ЗИЛ-138,
являющегося газовой модификацией бензинового грузового ав-
томобиля ЗИЛ-130.
На рис. 161 приведена принципиальная схема газобаллонной установки
автомобиля ЗИЛ-138.
Сжиженный газ содержится в баллоне 19 в двух агрегатных состояниях:
в нижней части баллона он находится в сжиженном состоянии, в верхней —
в испаренном (паровая подушка). При прогретом двигателе отбор газа произ-
водится из нижней части баллона; при пуске холодного двигателя — из верх-
ней части баллона. Наполнение баллона сжиженным газом допускается не
более чем на 90% геометрической емкости; 10%-ная паровая подушка необ-
ходима для свободного расширения жидкости при повышении ее темпе-
ратуры.
Из баллона газ (независимо от его агрегатного состояния) поступает че-
рез магистральный вентиль 18 к испарителю 2 сжиженного газа. В качестве
источника тепла для подогрева испарителя используется горячая вода из си-
стемы охлаждения двигателя. Отбор воды для испарителя осуществляется из
рубашки охлаждения компрессора тормозной системы. После испарения газ
поступает через фильтр 11 в двухступенчатый газовый редуктор 10, на выход-
ной полости которого смонтировамо дозирующе-экономайзерное устройство 9,
с помошью которого регулируется качество газо-воздушной смеси.
390
Газовый редуктор в сборе с фильтром и дозирующе-экономайзерным уст-
ройством, так же как и испаритель сжиженного газа, монтируется непосред-
ственно на двигателе.
Для обеспечения компактного расположения газовой топливо-подающей
аппаратуры редуктор установлен в перевернутом виде. Чтобы сохранить ра-
ботоспособность редуктора в этом положении, стандартная коническая пру-
жина разгрузочного устройства редуктора заменена пружиной с несколько
Рис. 161. Принципиальная схема газобаллонной установки автомобиля
ЗИЛ-138:
1 — шланг для отвода воды из испарителя; 2 — испаритель сжиженного газа;
3 — бензиновый бак; 4 — шланг для подвода воды в испаритель; 5 — трубка
для подвода газа в систему холостого хода; 6 — газовый смеситель; 7 - - трубка
для соединения вакуумных полостей экономайзера и разгрузочного устройства
редуктора с впускной трубой двигателя; 8 — шланг основной подачн газа;
9 — дозирующе-экономайзерное устройство; 10 — двухступенчатый газовый ре
дуктор; // — газовый фильтр; 12 — аварийный карбюратор; 13 — проставка для
карбюратора; 14 — двигатель; 15 — бензиновый насос; 16 — манометр газового
редуктора; 17 — манометр баллона; 18 — магистральный вентиль; 19 — баллон
для сжиженного газа
меньшим коэффициентом жесткости. Газ низкого давления из дозирующе-эко-
номайзерного устройства поступает к двухкамерному газовому смесителю 6,
откуда в смеси с воздухом засасывается в цилиндры двигателя. Трубка 7 сое-
диняет впускной трубопровод двигателя с вакуумными полостями экономай-
зера и разгрузочного устройства редуктора.
Манометр 17 со шкалой на 25 кгс/см2 служит для определения количества
газа в баллонах; манометр 16 со шкалой на 8 кгс/см2—для определения пра-
вильности работы первой ступени газового редуктора и отсутствия неисправ-
ностей отдельных элементов газобаллонной установки.
Кратковременная работа двигателя ЗИЛ-138 на бензине осуществляется
с помощью карбюратора К-16В, смонтированного сбоку проставки 13, уста-
391
новленной между впускным трубопроводом двигателя и газовым смесите-
лем 6. Бензиновый бак емкостью 10 л обеспечивает запас хода автомобиля на
бензине А-76 около 35—40 км. Подача бензина к карбюратору осуществляется
с помощью топливного насоса.
На газобаллонном автомобиле ЗИЛ-138 установлен V-образ-
ный восьмицилиндровый двигатель со степенью сжатия 8, пред-
назначенный для работы на сжиженных нефтяных газах.
Возможность повышения степени сжатия при работе на сжи-
женном газе позволила достаточно простыми средствами дове-
сти показатели двигателя ЗИЛ-138 до показателей базового
двигателя ЗИЛ-130, что видно из его технической характерис-
тики:
Максимальная мощность двигателя при га = 3200 об/мин......... 154
Мощность двигателя по ограничителю числа оборотов при га =
= 3000 об/мин в л. с.......................................... 149
Максимальный крутящий момент двигателя при га= 1600-^1800 об/мин
в кгс-м........................................................39,6
Испытания автомобиля ЗИЛ-138
Для получения сопоставимых данных стендовых, лаборатор-
но-дорожных, пробеговых и эксплуатационных испытаний одно-
временно с газобаллонными автомобилями испытывались также
автомобили ЗИЛ-130 и ЗИЛ-166В.
Динамические показатели сравниваемых автомобилей харак-
теризуются данными, приведенными в табл. 120, из которой сле-
дует, что интенсивность разгона автомобиля ЗИЛ-138 такая же,
как и у автомобиля ЗИЛ-130, и значительно лучше, чем у авто-
мобиля ЗИЛ-166В. Максимальная скорость автомобиля ЗИЛ-138
не уступает скорости автомобиля ЗИЛ-130.
120. Время разгона автомобилей с места
с переключением передач на пути 1 км в с
Масса перевозимого груза-}- + общая масса прицепа в т	ЗИЛ-138 (сжиженный газ)	ЗИЛ-130 (бензин А-76)	ЗИЛ-166В (сжиженный газ)
Без груза	52,3	54,4	62,8
4		63,3	64	78,5
4+6,4	80,3	80,8	95
Контрольный расход сжиженного газа определялся при заез-
дах с различными постоянными скоростями установившегося дви-
жения, а также до полного выжигания газа в баллонах во время
пробеговых и эксплуатационных испытаний автомобилей.
В табл. 121 дается сравнение топливной экономичности авто-
мобилей ЗИЛ-138, ЗИЛ-130 и ЗИЛ-166В по результатам заездов
с установившейся скоростью движения. Расходы на 100 км газа
автомобилями ЗИЛ-138 на 12—21% меньше расходов бензина
392
121. Топливная экономичность автомобилей
при установившейся скорости движения
Показатели	Расход топлива при заданной скорости в км/ч:			
	30	40	50	G0
Автомобиль ЗИЛ-138 (сжиженный газ)
Фактическая средняя в км/ч		скорость	30.6	40,3	47,0	57,3
Расхода газа на 100 км: в л .		30,3	30,3	32,3	35,4
в кг ... .		15,75	15,75	16,8	18,4
Автомобиль ЗИЛ-130 (бензин А-76)
Фактическая средняя скорость в км/ч			33,0	40,0	49,6	60,0
Расход бензина на 100 км:				
ВЛ	 ....	25,6	26,6	29,2	30,6
в кг . .			18,8	19,6	21,5	22,5
Автомобиль ЗИЛ-166В (сжиженный газ)
Фактическая средняя скорость				
в км/ч		30,4	40,1	47,6	56,6
Расход газа на 100 км:				
вл		35,5	33,3	37,0	40.9
в кг .			18,45	17,3	19,25	21,25
Примечание. Плотность газа при	температуре	1 5°С 0,52	кг/л, бензиь	а А-76 при
температуре 13°С 0,736 кг''л.
автомобилями ЗИЛ-130 и на 10% меньше расходов газа автомо-
билями ЗИЛ-166В при одинаковых нагрузках и условиях дви-
жения.
Пуск холодного двигателя, работающего на сжиженном газе,
производится всегда на топливе, отбираемом из парового про-
странства баллона; это делает невозможным поступление к хо-
лодному двигателю жидкости, переохлаждение и переобогаще-
ние газо-воздушной смеси. Отсутствие затрат тепла на испарение
топлива является положительным фактором для пуска двигате-
ля, поскольку способствует повышению температуры газо-воз-
душной смеси в конце сжатия. Поступление топлива к дозирую-
щим элементам в газообразном состоянии обеспечивает также
получение горючей смеси заданного состава. Таким образом про-
цесс образования горючей смеси при работе двигателя на газе
создает благоприятные условия для его пуска. Однако газооб-
разное топливо обладает и некоторыми отрицательными качест-
вами. К ним относятся несколько более высокие температура
393
воспламенения и теплоемкость горючей смеси, снижающая тем-
пературу конца сжатия.
Опыты показали, что при прочих равных условиях пуск дви-
гателя на газе, как правило, несколько труднее, чем на бензине.
При температурах окружающего воздуха выше 0°С пуск непро-
гретого двигателя на бутано-пропановом (бутилено-пропилено-
вом) газе производится без каких-либо затруднений. При темпе-
ратурах ниже 0°С необходим предпусковой подогрев двигателя.
Во время испытаний автомобилей ЗИЛ-138 было отмечено,
что при работе на газе срок службы масла в картере двигателя
значительно выше, чем при работе на бензине. Лабораторный
анализ масла после пробега 23 тыс. км показал, что его физико-
химические свойства практически не изменились, и оно было
пригодно для дальнейшей эксплуатации.
Основными причинами более медленного протекания процес-
са изменения первоначальных свойств масла являются:
—	невозможность образования конденсата топлива при тем-
пературе и давлении, которые имеются в цилиндрах и масляном
картере двигателя, вследствие чего полностью исключается раз-
жижение масла топливом и понижение его вязкости;
—	более полное сгорание топлива и значительно меньшее
образование нагара на днищах поршней и стенках камеры сго-
рания, в результате чего уменьшается попадание механических
примесей в масляный картер двигателя;
— меньший износ цилиндров и поршней двигателя и соответ-
ственно меньшее количество продуктов сгорания попадает в мас-
ляный картер.
ИСПЫТАНИЯ СЕВЕРНОЙ МОДИФИКАЦИИ
АВТОМОБИЛЯ ЗИЛ-130
Автомобили ЗИЛ-130 обычного исполнения могут нормально
работать при температуре наружного воздуха до минус 40° С.
При разработке мероприятий для приспособления базовых моде-
лей грузовых автомобилей ЗИЛ-130 к эксплуатации при темпе-
ратуре ниже минус 40° С учитывались два условия: минимальные
изменения налаженного технологического процесса массового
производства и максимальное удовлетворение требований,
предъявляемых к автомобилям при их работе на севере и северо-
востоке СССР. Ряд районов этой зоны отличается особенно су-
ровым климатом и специфичностью дорожных условий.
Постоянных дорог в этих районах мало. Автомобильные пе-
ревозки большей частью осуществляются по временным доро-
гам («зимникам») только зимой. Покрытие «зимников» самое
разнообразное: неровное на таежно-тундровых и скальных
участках и гладкое с наледями, если это речной лед. Протяжен-
ность «зимников» может достигать более тысячи километров.
394
Эксплуатационные испытания проводились в районе Оймяко-
на с продолжительными морозами ниже минус 60° С и около Вер-
хоянска — побережье моря Лаптевых, где наряду с температу-
рой ниже минус 60° С часто бывает ветер п обильный снег.
Объектами испытаний явились как опытные образцы автомо-
билей в целом, так и отдельные агрегаты, детали и материалы
(отопитель кабины инерционно-пульсирующего типа, смазочные
материалы, резиновые изделия).
Последовательно было построено и испытано десять опытных
образцов автомобилей. Объем и цель испытаний в разные годы
были различными. В начале испытаний как дорожных, так и
стендовых основное внимание уделялось: влиянию низкой темпе-
ратуры на надежность и работоспособность агрегатов автомо-
биля; определению эффективности измененной конструкции ря-
да агрегатов, деталей, а также новых материалов.
Дорожные испытания в этом случае ограничивались пробе-
гом в 7—20 тыс. км для каждого опытного образца автомобиля.
При последующих испытаниях определяли долговечность
конструкции. Пробеги опытных автомобилей достигали 100—
200 тыс. км.
Отдельные агрегаты, детали и материалы испытывались в хо-
лодильных камерах (предпусковые подогреватели, отопители
кабин, резиновые и неметаллические изделия, смазочные мате-
риалы) .
В ходе испытаний опытных образцов автомобилей ЗИЛ-130
необходимо было решить ряд проблем, которые приводятся
ниже.
Пуск двигателя без предварительного прогрева на серийном
автомобиле возможен до температуры не ниже минус 25° С.
Причиной неудовлетворительного пуска серийного двигателя
при более низких температурах является ухудшение испаряемо-
сти бензина, увеличение вязкости моторного масла, ухудшение
условий работы привода навесных агрегатов двигателя и т. п.
Пуск двигателя в значительной степени зависит от состояния
приводимых ремней. Замерзшие и затвердевшие ремни препятст-
вуют вращению стартером коленчатого вала двигателя с необ-
ходимой скоростью. Так, в ряде экспериментов при температуре
минус 40—50° С было установлено, что при замерзших ремнях
частота вращения коленчатого вала равна 40—60 об/мин. Пос-
ле снятия ремней частота вращения возрастает до 80—
100 об/мин. При этом было установлено, что агрегаты, имеющие
ременный привод (водяной насос, генератор, компрессор и на-
сос гидроусилителя рулевого управления), значительного сопро-
тивления вращению в этих условиях не оказывают, все они легко
проворачиваются от руки. Для пуска двигателя ЗИЛ-130 после
длительной стоянки автомобиля на морозе требуется предпуско-
вой подогреватель. В ходе испытаний опытных образцов автомо-
билей северной модификации определялась надежность и эф-
395
фективность работы предпускового подогревателя П-100. Снача-
ла предпусковой подогреватель двигателя был установлен
следующим образом. Горячая вода из котла подавалась в задние
части левого и правого блоков, а затем по трубам из каждого
блока возвращалась в котел.
При температуре окружающего воздуха и деталей двигателя
ниже минус 40—45° С в начальный момент работы подогревателя
вода, выходившая из блоков двигателя, замерзала в трубах от-
вода к котлу. Образовавшиеся ледяные пробки нарушали цирку-
ляцию воды в системе подогреватель — двигатель. Котел подо-
гревателя, оставшись без воды, перегревался, а это приводило
к быстрому выходу его из строя. Для ликвидации обнаруженного
дефекта была изменена схема коммуникаций подогрева-
теля.
В новой схеме подвод и отвод воды в системе подогреватель—
двигатель осуществлен только через один правый блок. Прогрев
левого блока происходит после прогрева правого блока и обра-
зования большого количества пара, попадающего через водяные
рубашки в головках блока и впускном трубопроводе в левый
блок. Схема была опробована и затем внедрена на всех двига-
телях ЗИЛ-130.
Производительность подогревателя составляет 15—16 тыс.
ккал/ч. Время прогрева двигателя подогревателем при темпера-
туре минус 60° С равно 35—45 мин. В конце прогрева температу-
ра охлаждающей жидкости достигает примерно 100° С, масла
в картере — около 20° С, коренных подшипников коленчатого ва-
ла — около минус 30—20° С. Пуск прогретого двигателя затруд-
нений не вызывает.
Для поддержания нормальной плотности электролита при
зимней эксплуатации автомобиля ЗИЛ-130 в условиях Крайнего
Севера аккумуляторная батарея емкостью 78 А-ч (серийная)
установлена в гнезде, подогреваемом теплом отработавших газов
двигателя. Отбор газов производится из выпускной трубы через
специальную регулирующую заслонку. Далее газы попадают
в теплообменник на дне гнезда (под аккумуляторной батареей)
и выбрасываются наружу. Для контроля температуры в гнезде
имеется датчик и показывающий прибор на арматурном щите
кабины. С помощью системы подогрева через 2—3 ч работы дви-
гателя температура электролита поднимается выше минус 15° С,
т. е. создаются условия для подзаряда батареи от генератора.
Кроме того, для автомобиля северной модификации на основа-
нии испытаний было рекомендовано повышение напряжения
зарядного тока с 13,8 до 15 В и применение генератора повышен-
ной мощности (450 Вт вместо 350 Вт у обычных автомобилей).
У кабины автомобиля северной модификации улучшены тер-
моизоляция и уплотнения. Все внутренние панели ее напылены
пенополиуретаном (толщина слоя 15—20 мм); пол кабины на-
пылен им также и снаружи.
396
Кроме того, двери, пол и задок кабины покрыты стеганными
войлочно-брезентовыми матами. Все окна кабины имеют двойное
остекление, что улучшает термоизоляцию, а также обзорность
дороги. Проемы дверей снабжены дополнительным резиновым
уплотнителем. Отопитель и дефростер кабины — серийные.
На случай аварийного отказа двигателя или системы отоп-
ления установлен дополнительный отопитель кабины, независи-
мый от двигателя и не потребляющий при работе энергию акку-
муляторной батареи. Дополнительный отопитель независимого
действия может быть использован также для обогрева отдельных
зон автомобиля, при дорожных ремонтах, для приготовле-
ния воды из снега, для бытовых нужд в дорожных усло-
виях и т. д.
Температура воздуха, выходящего из отопителя, равна 60° С
при температуре наружного воздуха минус 60° С.
Нормальную эксплуатацию автомобилей в условиях Крайне-
го Севера обеспечило применение: в системе охлаждения двига-
теля — жидкости, застывающей при температуре минус 65° С;
в картере двигателя — феопольного масла селективной очистки
АСЗп-6 с присадкой М-2; в агрегатах трансмиссии — масла
ТС-10 с комплексом присадок ЛЗ-ЗО9/2; в гидроусилителе руле-
вого управления — масла для гидросистемы автомобиля мар-
ки Р; в ступицах колес и трущихся парах шасси — смазки
ЦИАТИМ-201 и ЦИАТИМ-203.
Увеличению проходимости автомобиля способствует лебедка,
устанавливаемая впереди рамы, с карданным приводом от ко-
робки отбора мощности, расположенной на коробке передач.
Длина троса 65 м, тяговая сила 4,5 тс.
Система питания оборудована дополнительными топливны-
ми баками, с помощью которых запас хода автомобиля увеличен
до 850 км против 600 км для обычных условий работы, что имеет
большое значение при его эксплуатации на «зимниках».
Выпуск отработавших газов двигателя производится в правую
сторону с помощью специальной выпускной трубы глушителя.
Цель этого мероприятия — переместить непрозрачное и значи-
тельное при морозе облако от отработавших газов с левой сто-
роны автомобиля на правую, чтобы не ухудшалась обзорность
дороги при обгоне.
В системе охлаждения двигателя применена автоматическая
электромагнитная муфта привода вентилятора с командным
биметаллическим датчиком, действующим через реле. Отключе-
ние вентилятора происходит при температуре охлаждающей
жидкости 75—80° С, включение — при температуре 87—93° С.
На автомобиль устанавливаются противотуманные фары,
управляемый прожектор-искатель с лампой 80 Вт и мощный
пневматический сигнал.
Ряд изделий был изготовлен из особо морозостойкой резины
(до минус 65—70°С). К ним относятся в первую очередь детали,
397
работающие с переменной нагрузкой: шины, шланги, клапаны и
диафрагмы тормозной системы и т. д.
Гаечные ключи комплекта шоферского инструмента автомо-
биля покрыты слоем пластмассы, чтобы устранить обжигающее
действие охлажденного металла на руки. Помимо обычного для
автомобилей ЗИЛ комплекта шоферского инструмента автомо-
билям северной модификации придается дополнительно одно-
ручная пила, топор лопата, лом и две спецподкладки под коле-
са для трогания с места при буксовании колес.
Во время испытаний автомобилей при температуре наружно-
го воздуха приблизительно минус 60° С температура охлаждаю-
щей жидкости в двигателе составляла 80—95° С, масла в двига-
теле 90—115° С, масла в коробке передач 15—70° С и масла
в заднем мосту — около 20° С. Температура воздуха в кабине
на уровне головы водителя была равна 10—15° С; в зоне поясни-
цы 7—12° Сив зоне ног 8—13° С.
В результате отработки конструкции были созданы северные
модификации автомобилей ЗИЛ-130; ЗИЛ-1 ЗОВ 1С — седельный
тягач с базой 3800 мм; ЗИЛ-130ГС и ЗИЛ-130С — бортовые ав-
томобили с удлиненной и обычной базами.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава I. Обоснование выбора исходных параметров автомобиля
ЗИЛ-130 и его технико-экономические показатели
(А. М. Кригер)	.	.	3
Общая компоновка автомобиля.................................... 3
Масса автомобиля в снаряженном	состоянии	.9
Тягово-динамические качества автомобиля	.11
Исходные данные и формулы для расчета ...	.12
Глава II. Сцепление (В. Д. Милягин, Л. А. Тарасов)	20
Выбор конструкции .	........... .20
Расчет деталей сцепления	22
Конструкция сцепления .	.	........... 23
Испытания и доводка сцепления	....	27
Глава III. Коробка передач (Г. И. Сазонов, Л. И. Соломонов)	37
Особенности конструкции ....	37
Расчет коробки передач........................................ 39
Материалы .....	.	.	52
Стендовые испытания коробки передач	.	.	52
Глава IV. Карданная передача (А. Б. Беренфельд, Л. А. Тарасов) 68
Особенности конструкции и характеристика деталей	.	68
Конструкция, испытания и доводка узлов и деталей	.	70
Статическая прочность карданной передачи	82
Глава V. Задний мост (А. Б. Беренфельд)	84
Особенности конструкции ...	84
Расчет цилиндрических шестерен .	.	93
Испытание и доводка задних мостов............................. 94
Глава VI. Рама (Б. Я. Сосков)................................... 106
Выбор типа рамы и ее конструкция .	,	.106
Материалы, применяемые для рам	ПО
Испытания н доводка рам .	.112
Глава VII. Подвеска (В. А. Агейкин, А. Д. Дербаремдикер, Б. М.
Дышман, В. И. Егоров) .	.116
Выбор конструкции основных узлов подвески	116
Расчет листовых рессор ...	.	.120
Доводка деталей и узлов подвески .	.	141
Конструкция и расчет амортизаторов	143
Испытание и доводка амортизаторов .	.	.	.	. 155
Глава VIII. Передняя ось и рулевой	привод (Л. М. Аксенов,
Б. М. Дышман, В. С. Красиков. Ю. В. Пестов)	159
Общие сведения..............................................159
Расчет и доводка основных	деталей.......................... .160
Глава IX. Рулевое управление (Е. М. Гоникберг) .	.	.	173
Выбор конструкции...........................................173
Конструкция рулевого управления	автомобиля ЗИЛ-130 ....	183
Требования к сборке, регулировке и контролю узлов рулевого
управления....................................................198
399
Расчет узлов рулевого механизма ......... 203
Испытание и доводка рулевого управления	.	. ‘204
Глава X. Тормоза (Л. Н. Маклаков) ...... 212
Выбор конструкции тормозных механизмов рабочего и стояночного
тормозов и их привода.........................................212
Конструкция рабочих и стояночного тормозов и пневматических ап-
паратов привода...............................................214
Особенности технологии изготовления деталей и узлов тормозной
системы и материалы ....	.	..............225
Расчет эффективности тормозов.................................230
Доводка конструкции тормозной системы и пути ее совершенство-
вания	...	...	. 250
Глава XI. Электрооборудование (А. Д. Дымшиц) ...	256
Разработка принципиальной схемы электрооборудования	256
Генераторная установка	......	257
Регулятор напряжения ....	.	. 266
Стартер	268
Система зажигания....................... 269
Контрольно-измерительные приборы	.....	279
Осветительная аппаратура	....	284
Электрооборудование системы отопления	.	286
Глава XII. Арматура (Ю.	А.	Дудовский,	Г.	II. Каюков)	290
Методика проектирования	.	.. 290
Стеклоочиститель .	... 291
Арматура дверей ...	.	... 300
Глава XIII. Кабина, оперение, платформа (Б. Н. Орлов)	306
Общие положения .	.......................... 306
Кабина .	................. .	. 308
Оперение ...................................................  332
Подготовка штампов и контрольной оснастки для кабины и оперения 334
Эталоны .	......	. 336
Платформа.......................... .	.	337
Тензометрированпе кабины и оперения .	.	.	.	347
Глава XIV. Шум автомобиля (А. Г. Зубакин, В. В. Исаев, В. Е. Кош-
кин) .............................................................351
Уровни внешнего и внутреннего шума первых образцов автомобиля
ЗИЛ-130	....	.	.	................ 351
Шум двигателя .	.	..... 353
Шум коробки передач .	.	........................360
Шум, вызываемый низкочастотными колебаниями силового агрега-
та и карданных валов..................... .	. 362
Шум в кабине .................................................365
Глава XV. Испытания автомобиля ЗИЛ-130 и его модификаций
(В. В. Лайок, В. Г. Мазепа, С. Я. Этманов) .	. 366
Краткая характеристика испытуемых автомобилей .... 366
Условия испытаний.......................................... .	368
Лабораторно-дорожные испытания автомобилей ЗИЛ-130	.	. 370
Эксплуатационные испытания автомобилей ЗИЛ-130	.	386
Техническое обслуживание автомобиля .	.	.	. 387
Доводка газобаллонного автомобиля ЗИЛ-138	................. 390
Испытания северной модификации автомобиля ЗИЛ-130	.	.	. 394