Автомобильный технический справочник Р. Бюссиена выходит,
в двух томах.
В данном, первом, томе справочника приведены сведения
по теории автомобиля, топливу, смазке, испытанию автомобилей
и двигателей, краткие сведения о материалах, применяемых
в автомобилестроении. Специальные разделы посвящены описанию
основных узлов трансмиссии: коробки передач, главной передачи
и др.
Справочник предназначен для инженерно-технических
работников, занимающихся конструированием автомобилей.
Редакция литературы по автомобильному; тракторному
и сельскохозяйственному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. М. БАУМАН

ОТ ИЗДАТЕЛЬСТВА
Автомобильный технический справочник, являющийся переводом
с немецкого, выходит в двух томах.
В первом томе справочника приведены сведения по теории автомобиля,
топливу, смазке, испытаниям автомобилей и двигателей, а также некоторые
данные о материалах, применяемых в автомобилестроении. Кроме того,
в первом томе специальные разделы посвящены описанию коробки передач,
главной передачи, подвески, тормозов, рулевого управления и т. д.
Во втором томе описаны конструкции различных двигателей внутреннего
сгорания. Рассмотрены двигатели с воздушным охлаждением. Дано описание
мотоциклов, мопедов и мотороллеров, а также автомобилей специального
назначения, прицепов, тракторов, электромобилей и троллейбусов.
Справочник, содержащий большой фактический материал, будет полезен
для инженерно-технических работников, занимающихся конструированием
автомобилей, тракторов, мотоциклов и т. д.
Однако справочник не свободен от недостатков. Некоторые вопросы
изложены недостаточно полно и систематично. Методика изложения и объем
материала в различных разделах не единообразны. Это объясняется
по-видимому, тем, что в составлении справочника участвовало много авторов.
Перевод сделан с непринципиальными сокращениями и некоторым
уменьшением числа фигур; изъято несколько разделов, не представляющих
большого интереса для автомобилистов. Отсутствие этих разделов и фигур
ни в коей мере не сказывается на качестве справочника.
К переводу и редактированию справочника был привлечен большой"
коллектив переводчиков и редакторов под общим руководством заслуженного
деятеля науки и техники проф. А. А. Липгарта и проф. А. Н. Островцева.
Кроме того, в редактировании первого тома справочника принял участие
Б. М. Фиттерман.

I. ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
АВТОМОБИЛЬ И АВТОМОБИЛЬНОЕ ДВИЖЕНИЕ
Свойства и возможности автомобиля, как транспортного средства, должны
оцениваться по их влиянию на движение или по производительности.
Если индивидуальный владелец транспортных средств руководствуется
личными экономическими соображениями, то для народного хозяйства
важны наименьшие общественные транспортные затраты с учетом расходов
по содержанию дорог. В этом случае необходимо знать и учитывать
взаимодействие четырех факторов,
обусловливающих движение, а именно:
1) средств передвижения;
2) дорог;
3) водителей;
4) организации движения.
Мерой интенсивности движения служит
число автомобилей, которые проехали или
могли бы проехать через данный пункт дороги
в течение часа, в пересчете на одну полосу
движения.
При этом ясно, что «несмешанное»
движение, т. е. движение однородных
транспортных средств (организация движения), дает
наибольшие значения интенсивности. Это
соответствует движению колонны, которая
и принимается в основу при рассмотрении
производительности автомобильного
транспорта и его движения.
Интенсивность (производительность)
движения N зависит от скорости движения
V в км/час и расстояния Авм (фиг. 1) между
Фиг. 1. Диаграмма время / — путь
Л торможения двух автомобилей
в колонне.
двумя следующими друг за другом автомобилями и определяется по
формуле
V
N= 1000
Из фиг. 1 получим
(1)
(2)
где v — скорость в м/сек.
Следовательно, расстояние А слагается из трех членов: первого —
постоянного, второго, зависящего от v9 и третьего — от и2,
5

На фиг. 2 показано изменение интенсивности движения в функции каждого
слагаемого выражения (2) и в зависимости от их сочетания.
й=5м
10
120 Vкм/час
Фиг. 2. Кривые интенсивностей N (автомобилей в час) для
различных зависимостей интервала в колоннах.
Для выбора соответствующих условий движения необходимо учесть
влияние отдельных составляющих.
ВНЕШНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ И МОЩНОСТНЫЙ БАЛАНС АВТОМОБИЛЯ
Уравнение движения
Для движения автомобиля справедливо общее условие, а именно:
движущие силы равны сумме внешних сил сопротивления и инерционных сил;
при этом для автомобиля справедливо равенство
Ne = NQ
NR + NL
Ns
NB л. с,
(3)
где Ne — мощность двигателя;
NG — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления
трансмиссии;
NR — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению
колес;
NL — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха;
Ns — хмощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления подъему;
Nв — мощность, необходимая для разгона автомобиля.
Мощность двигателя
Эффективной мощностью Nе называется мощность двигателя,
передаваемая на маховик, т. е. та мощность, которая остается после затраты
мощности на приведение в действие вспомогательных агрегатов (насоса,
вентилятора, компрессора и т. п.):
PePmF _ Pv __ PV я ^
(4)
225Т
2250
75-Г
75
_
270
где ре — среднее эффективное давление газов в цилиндре двигателя в кг/см2;
п — число оборотов двигателя в минуту;
Vи — рабочий объем двигателя в дм3 (л);
Т — число тактов или число ходов за цикл (для четырехтактного
двигателя Т = 4, а для двухтактного Т = 2);
MD — крутящий момент в кгм\
6

Р — тяговое усилие или сила, действующая в направлении движения.
в кг;
v — скорость движения в м/сек;
V — скорость движения в км/час (V = 3,6а);
ст — средняя скорость поршня в м/сек: ст = 3QQq0 (Я — ход поршня
в мм);
F — площадь поперечного сечения цилиндра в см2.
Сопротивление трансмиссии
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления трансмиссии,
^=('-V{^ (5)
где f\g — к. п. д. трансмиссии при передаче мощности от сцепления через
коробку передач, карданный вал, главную передачу, дифференциал до
ведущих колес для п0 и No, равных соответственно числу оборотов и мощности
двигателя, при которых величина i\g была определена.
При этом чаще всего берут No = iVmax или ре0 = рета^. Это значит, что
определение к. п. д. производят при максимальной мощности или наибольшем
крутящем моменте двигателя и соответствующих числах оборотов.
Приближенно сопротивление трансмиссии может быть принято
постоянным и не зависящим от числа оборотов и нагрузки. В среднем f\g равно 0,9.
Для более точных исследований нужно учитывать, что потери в приводе
слагаются из потерь на трение в подшипниках, шестернях и потерь на
движение воздуха и масла в коробке передач; поэтому на потери оказывают влияние
сорт масла, его вязкость и температура.
Сопротивление качению колес
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению,
где G' — вес автомобиля;
а — угол подъема дороги в направлении движения, отсчитанный
от горизонтали.
При этом cos а учитывает влияние подъема на снижение нормального
давления колес на полотно дороги. Так как при наибольших встречающихся
подъемах автомобильных дорог влияние Этого фактора ниже 5%, то чаще
всего им пренебрегают и принимают cos a = 1; тогда получаем
NR=fG'W0> (7)
где / — коэффициент сопротивления качению колес по полотну дороги в кг
на 1 кг веса автомобиля.
Значения коэффициента сопротивления качению для различных дорог
можно принять следующими:
Асфальтовая дорога в хорошем состоянии 0,010
Каменная мостовая в отличном состоянии 0,015
Шоссе в отличном состоянии 0,016
Деревянная мостовая в хорошем состоянии 0,018
Каменная мостовая в хорошем состоянии 0,020
Шоссе в хорошем состоянии 0,023
Щебеночное шоссе, покрытое пылью 0,028
Каменная мостовая в плохом состоянии 0,033
Щебеночное шоссе, покрытое грязью, выбитое 0,035
Грунтовая дорога в очень хорошем состоянии (проселочная
дорога) 0,045
Грунтовые дороги в различном состоянии 0,080—0,160
Сыпучий песок 0,15—0,30
и больше
7

0fl5
Ofltf
о,оз
0,02
0,01
о
— —'
— I —
рщ——"
1ИЦ-Ь-Д
^-
, *"
■■■еа
/
1
/
/
—. —
р ?
кг/см £
Коэффициент сопротивления качению / учитыбает собственно трение
качения, смятие (гистерезис) и деформацию шины, а также потери на движение
воздуха в шине. Приближенно коэффициент / можно принять постоянным,
как указано выше; однако значение / зависит от следующих факторов:
1) типа покрытия дорожного полотна,
формы и состояния его поверхности;
2) материала и конструкции шин,
деформации их, т. е. давления в шинах;
3) скорости движения;
4) проскальзывания и заноса при
движении по прямой и на повороте;
5) колебания колес и шин.
При этом, помимо дорожного полотна,
большое значение имеют скорость
движения и давление в шинах (фиг. 3). Нижняя
кривая на фиг. 3 показывает потери в
подшипниках и на вентиляцию колес, но
потери в подшипниках нужно
рассматривать как потери вследствие
сопротивления трансмиссии (привода), а потери
на вентиляцию — как потери вследствие
сопротивления воздуха вращению колес.
2,0
2,5
3,0
Z0 40 60 80 100 Vкм/час
Фиг. 3. Коэффициент сопротивления
качению f в зависимости от скорости
движения V при различном давлении
Р в шинах (Kamm).
Сопротивление воздуха
Сопротивление воздуха складывается из:
1) сопротивления давления, возникающего как равнодействующая всех
нормальных давлений на наружную поверхность кузова; это сопротивление
называется также лобовым сопротивлением или сопротивлением формы;
2) сопротивления трения, возникающего от тангенциальных сил и
называемого также поверхностным трением;
3) сопротивления внутренних потоков, служащих для охлаждения
двигателя и вентиляции кузова.
В целом мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха,
3,6* 270'
(8)
где с — коэффициент сопротивления воздуха;
р — плотность воздуха в кг-сек2м~^\
F — площадь поперечного сечения автомобиля, т. е. проекция на
плоскость, перпендикулярную к направлению движения (лобовая
площадь), в ж2;
Vr — относительная скорость между воздухом (ветром) и автомобилем
в направлении движения в км/час.
Коэффициент сопротивления воздуха с определяется испытаниями
автомобиля при движении по инерции или продувкой моделей в аэродинамической
трубе.
На фиг. 4 показана диаграмма коэффициентов сопротивления воздуха
по американским данным. В верхней части приводится влияние различных
конструкций лобовой части автомобиля, в нижней — различных форм задней
части.
Из фигуры видно, что не имеет смысла придавать особо обтекаемые формы
передней или задней части кузова, если другая часть не имеет соответственно
обтекаемой формы.
Так, например, чрезмерное удлинение задней части модели 10 дает против
короткой модели 7 уменьшение коэффициента с только на 30%, тогда как
такое же изменение задней части при лучшей обтекаемости передней части
8

(модели 19 и 22) дает снижение величины с на 60%. Для применявшихся
до сих пор конструкций автомобилей коэффициент с может быть выбран
по фиг. 5.
На фиг. 6 показана тенденция развития форм кузова по Jaray, Kamm
nEverling. Для идеально обтекаемого тела значение с = 0,12. Практические
формы автомобиля могут дать приближающиеся к этому знамению величины
с = 0,15---0,19.
Фиг. 4. Значения коэффициентов сопротивления воздуха для различных
моделей.
Коэффициент с для выпускаемых в настоящее время конструкций
автомобилей обтекаемой формы с гладким основанием без выступающих фар,
буферов и пр. достигает 0,20—0,25. Для грузовых автомобилей с коробчатой
формой кузова нужно брать с — 0,8 -г- 1,0, в то время как для автобусов
значения с следует принимать как для легковых автомобилей, с учетом
соответствия их формы.
Плотность воздуха для точных расчетов определяется из следующего
уравнения:
Р =
21,17"
где Ь — барометрическое давление в мм рт. ст.;
7" — температура в град, абс;
Г = 273 + Г\
V — температура в °С.

В плотности воздуха в исключительных случаях может быть
различие до 20%. Нормально считают Ь = 760 мм рт. ст. и t' = 15°C, откуда
Р = 0,125 кг-сек2м~*.
Относительная скорость Vr может быть для сравнения различных
автомобилей приравнена V, т. е. принято предварительное условие отсутствия
ветра.
Тогда по выражению (8) получим
(10)
56 000*
с = 0,7+0,6
с = 0,6+0,5
Для мотоциклов можно принять cF = 0,58
при прямой посадке водителя, если же водитель
слегка сгибается, то это значение может быть
снижено примерно на 10%.
При рассмотрении сопротивлений, вызываемых
внутренними потоками, нужно, в частности, учесть, насколько
мощность, необходимая для преодоления сопротивления,
перекрывается мощностью вентилятора, отбираемой от
мощности двигателя. Следует также проверить, способствует
ли удачное расположение мест входа и выхода охлаждаю-
J
Фиг. 5. Значения коэффициен- Фиг. 6. Тенденция развития формы кузова
автомотов сопротивления воздуха для билей.
автомобилей различных форм.
щего воздуха снижению внешнего сопротивления. На это нужно обратить особое виима-
•ние при переносе измерений с модели на кузов. То же следует учитывать при определении
сопротивления воздуха для вентиляции колес, на что уже было указано выше.
Сопротивление подъему
Мощность, затрачиваемая на преодоление подъема,
Нужно учесть, что часто подъем задан в процентах, что соответствует
tg а. Это дает различие в значениях Ns для встречающихся подъемов дорог
не более чем на 5%. На фиг. 7 в различных измерениях изображены уклоны
таким образом, что луч, проведенный через точку М, дает в разных масштабах
равноценные отсчеты.
На фиг. 8 для примера изображено протекание мощности, затрачиваемой
на преодоление различных сопротивлений движению. По нему видно, с
какими высокими значениями мощности может быть достигнута высокая
скорость движения и как важно поэтому снижать значение коэффициента
сопротивления воздуха.
10

700
M
I I I I I I I ! I Г IT
'' Oyl 0,8 0,9 1
cos a
Фиг. 7. Угол подъема в различных измерениях.
80
60
ьо
20
У
—■
— —
/
——
/
—*
— I—
/
/
/V/.
Ив"
Фиг 8. Изменение
мощности сопротивления
движению в зависимости
от скорости автомобиля
(G = 1000 кг: f = 0,02;
sin a = 0,01; F == 2 ж2;
с = 0,4,, rig = 0,9).
40 ## /2^7 Ш Укм/час
Сопротивление разгону
Мощность, затрачиваемая на разгон,
(12)
где Ь — ускорение или замедление в м/сек2;
тг — общая приведенная масса автомобиля в кг-се^м-1.
При разгоне автомобиля его общей массе должно быть сообщено
прямолинейное (поступательное) ускорение, а его вращающиеся массы должны
получить угловое ускорение; поэтому нужно вращающиеся массы привести,
т. е. редуцировать, к поступательно движущимся массам и учесть их как
дополнение к последним; тогда общая приведенная масса автомобиля
выражается:
D2
4
(13)
U

где g — ускорение силы тяжести (9,81 м/сек2);
Jt — момент инерции вращающихся масс (Smr2) трансмиссии и колес,
приведенный к ведущей оси, в кг-мсек2;
Jm — момент инерции вращающихся масс двигателя и сцепления,
приведенный к коленчатому валу, в кг-мсек2;
ср — передаточное число трансмиссии;
D — рабочий диаметр ведущих колес в м;
е'— отношение приведенных вращающихся масс к поступательно
движущимся массам;
G
е0 — то же, что и е , но только для весового состояния % ~ т^- Для
которого 6О определено;
7 — отношение веса С автомобиля в рассматриваемом случае к весу
автомобиля Gv при полном использовании допустимой грузоподъем-
b м/секг
16 -г-
Фиг. 9. Номограмма ускорений (или замедлений) от (или до) состояния покоя
для конечных (исходных) скоростей V, пройденного при этом пути 5 и
затраченного времени t.
Кроме того, для неравномерного движения должны быть даны еще
некоторые отношения. Считаем, что:
s и соответственно As — путь в м\
t и соответственно А^ — время в сек.;
v и соответственно A v — скорость в м/сек, тогда
Ь = 1п и и = ТГ'
12

Для равномерно ускоренного движения b = const и vx = 0 получим
Эти отношения изображены на фиг. 9 в виде номограммы. Каждая прямая
дает в пересечениях со шкалами значение отдельных величин. Если, например,
нужно установить, как при трогании в места достичь скорости V = 30 км/час
с ускорением Ь — 0,6 м/сек2, то следует соединить данные значения на
шкалах, соответствующих V и Ь, прямой и точки пересечения ее со шкалами /
и S покажут, что требуемая скорость движения будет достигнута в течение
времени t = 13,9 сек. на отрезке пути S = 58 м. Таким же образом, исходя
из двух других значений, можно определить остальные неизвестные величины.
Общие соотношения
Для расчета других иногда встречающихся в литературе величин
необходимы еще следующие формулы:
9 (15)
G'D
; (16)
(17)
(18)
где 5 — коэффициент многооборотности, равный числу оборотов двигателя
на 100 м пути;
К — постоянная величина (по Langer):
К = £1Ь кгм/дм3;
Ун
Ь — идеальный диаметр колеса; 8 = — м;
R — полезный объем цилиндра двигателя на тонна-километр пробега
в дм3/т-км.
Для построения нормальной диаграммы движения (см. ниже) применяются
дополнительно следующие формулы.
6nm%D
км/час (19)
(20)
, _ Р _ 270N __ 2QPeVHf
где р' — удельное тяговое усилие, равное окружному усилию на ведущих
колесах, в кг на I кг веса автомобиля.
Определение остальных величин см. пояснения к формулам (4) и (5).
Для расчета применяемых в характеристиках двигателей значений расхода
топлива рк в л на 100 км служат следующие отношения:
__ УфеРе
(21)
где Ве — часовой расход топлива в кг/час;
Ье — удельный расход топлива в г/л. с. ч.\
Тя — удельный вес топлива в кг/дм3;
I — удельный объемный расход топлива в г/м3.
13

Мощность на крюке прицепа
Приведенные в предыдущих подразделах выражения действительны для
одиночного автомобиля. Если автомобиль движется с прицепом, то должна
быть учтена необходимая для этого мощность. Тогда из выражения
(1) получаем
Мощность Nz на крюке прицепа соответствует мощности, необходимой
для преодоления сопротивления движения тягача. Это сопротивление
складывается из сопротивления качению колес прицепа, сопротивления воздуха,
сопротивления разгону, которые определяются по тем же уравнениям, что
и сопротивления для тягача.
При определении сопротивления воздуха прицепа следует учитывать
влияния автомобиля-тягача.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ЦЕНТРА ТЯЖЕСТИ АВТОМОБИЛЯ
Все измерения для определения положения центра тяжести автомобиля
должны проводиться в том его состоянии, для которого определяется центр
тяжести, следовательно, с пассажирами или соответственно нагруженным.
Сначала взвешивается весь автомобиль и находят вес G. Затем определяют
Фиг. 10. Определение расстояния
центра тяжести от осей.
av\
Фиг. 11. Определение высоты
центра тяжести.
распределение веса по осям. Для этого автомобиль устанавливают
горизонтально на весах передними или задними колесами и вычисляют Gv или
соответственно GH (фиг. 10).
Отсюда получаем горизонтальные расстояния центра тяжести от осей
sh-l~G и sv-1~g> (22)
где GH + Gv — G и sh + sv = /, что дает возможность проверить
произведенные измерения. Определение высоты центра тяжести .можно провести
таким образом: размещаем, например, переднюю ось на весах и, блокируя
рессоры, поднимаем 'заднюю ось на произвольную, но точно измеренную
высоту Н (фиг. 11).
При этом автомобиль должен висеть на задней оси свободно, т. е. без
опоры цепей или тросов на кузов, так как это может вызвать дополнительные
моменты, которые исказят измерения. При этом снова определяют
нормальное давление, получая Qv, а затем, как и ранее, рассчитывают по горизонтали
расстояние от центра тяжести до осей. Точка пересечения линии центра
14

тяжести горизонтально стоящего автомобиля с линией центра тяжести
автомобиля, стоящего наклонно, является центром тяжести.
Центр тяжести может быть определен графически нанесением этих двух
линий или определен расчетом по фиг. 11:
Qv I cos a — G (ha sin а -j- sh cos а),
откуда получаем
— / ®v ~~ Gv -— / Qv —
-1 Gxg - '
п л н
и ig arcsin ——
(23>
Высота центра тяжести над полотном дороги тогда выразится формулой
Целесообразно для контроля повторить измерения при различных
высотах Я, а также взвесить заднюю ось при поднятой передней оси.
СЦЕПЛЕНИЕ КОЛЕС С ДОРОГОЙ
Так как автомобиль не имеет внешних направляющих и движущих сил,
то все силы, передающиеся полотну дороги, нужно рассматривать как
действующие на колеса силы трения покоя или скольжения.
Силы же трения зависят от нормального давления, т. е. от нагрузки,
перпендикулярной к плоскости дороги, и коэффициента трения;
следовательно, границы возможности надежного движения зависят от нормального-
давления и коэффициента сцепления.
Коэффициент сцепления
Множество величин, которые влияют на коэффициент сцепления р>.
до настоящего времени приводит к различным показаниям измерений *
Воздействие оказывают:
1) материалы дорожного покрытия и форма его поверхности;
2) материалы покрышки, конструкция и рисунок шины;
3) скорость движения и температура воздуха;
4) состояние дорожного покрытия (сухое, грязное, влажное или мокрое);
5) буксование, т е. трение покоя, скольжения или промежуточного
состояния;
6) колебания шин на дороге, в чем и состоит причина больших различий
результатов измерений, так как ясно, например, что подпрыгивающая шина
временами теряет связь с опорной поверхностью.
На фиг. 12 показано изменение коэффициента сцепления р* для бетонной
автомобильной дороги в зависимости от коэффициента скольжения p-f
при различных состояниях покрытия. Наибольшие значения р- достигаются
при 20 и 30% скольжения и обозначаются как коэффициент трения покоя,
так как до этих значений можно с большой вероятностью считать, что
действуют только упругие деформации, к которым при увеличивающемся общем
проскальзывании добавляется частичное проскальзывание, пока при 100%-
ном буксовании коэффициент сцепления не снизится до значения
коэффициента трения скольжения движения *. При определенной нагрузке
1 1. По-видимому, здесь говорится не о коэффициенте сцепления, а о взаимосвязи
тангенциального усилия, действующего на колесе, и связанного с ним проскальзывания,
вызванного изменением радиуса качения.
2. Полная сила сцепления, а следовательно, и фактический коэффициент сцепления
достигаются в точке перехода с качения с упругим проскальзыванием на полное скольжение;
поэтому нельзя говорить об изменении коэффициента сцепления в зависимости от
проскальзывания колеса, это чисто условное понятие. Прим ред.
15

на колесо Q оно может передать, в зависимости от величины скольжения,
усилие, равное \*<hQ или pgQ. Коэффициент трения скольжения pg для
чистого полотна дороги имеет следующие значения:
Сухая Мокрая
дорога дорога
Бетон (портланд-цемент):
двухгодичный 0,74 0,71
пятигодичный, грязный 0,68 0,64
Бетон-асфальт 0,80 0,76
Деревянная шашка 0,79 0,48
Клинкер:
с заполнением песком 0,82 0,60
с заполнением асфальтом 0,89 0,65
Щебень 0,61 0,57
Земля 0,65 0,52
Дорога, покрытая льдом 0,2—0,27
0,1 0,2 0,3 Ofi 0J5 0,6 0,7 0,8 0,9 jiig
Фиг. 12. Коэффициенты сцепления [л
в зависимости от коэффициента
скольжения [л^ для различного состояния
бетонного покрытия:
/ — сухого; 2 — мокрого; 3 —влажного
и грязного.
Фиг. 13. Окружности сцепления при
тормозной и боковой силах.
Если эти максимальные значения используются полностью в направлении
движения, то не остается свободной составляющей в поперечном направлении,
и даже незначительные силы смогут сдвинуть автомобиль в бок. На фиг. 13
нанесены окружности силы сцепления около центра площади контакта
колеса и полотна дороги для коэффициента трения покоя рпи коэффициента
трения скольжения р- . Принято, что колесо заторможено, но еще не
доведено до буксования, причем усилие торможения равно В.
Так как колесо не скользит, то границей силы сцепления будет
окружность p^Q, следовательно, в поперечном направлении может быть
воспринята боковая сила S, в 1,5 раза большая, чем сила В, пока равнодействующая
достигнет границы силы сцепления. В момент, когда эта граница будет
перейдена, сила сцепления обычно внезапно падает до значения силы трения
скольжения р- Q, но ввиду того, что сила трения уже равняется силе В,
сила сцепления в поперечном направлении в это мгновение исчезает
полностью.
При этом сила В теряет собственное направление и всегда действует
противоположно мгновенному направлению движения. Из-за этого путь
торможения (фиг. 13) сам не изменится, но возникает опасность в поперечном
к дороге направлении ввиду отсутствия достаточного расстояния,
соответствующего обычному пути торможения.
Следовательно, если резко затормозить, так что колеса начнут скользить
(торможение до юза), то не только значительно уменьшается сила торможения»
но при этом исчезает направляющая боковая сила. Если в автомобиле с тор-
16

можением на четыре колеса (фиг. 14, б) блокируются задние колеса, то они
теряют всякую направляющую силу. Автомобиль в этом случае направляется
только передними колесами. Если центр тяжести не будет строго совпадать
с продольной осью автомобиля или будет разница в силе торможения передних
колес, то из-за приложенной к центру тяжести силы инерции появится
вращающий момент, которому не противодействуют никакие стабилизирующие
силы, и начнется занос задних колес, отчего поворачивающий момент
дополнительно увеличится. Наступит неустойчивое равновесие и опасность заноса, т. е.
автомобиль стремится полностью повернуться.
С другой стороны, блокировка передних
колес создает устойчивое равновесие сил
инерции с силой торможения задних колес, так как
при возникновении поворачивающего момента
автомобиль несколько повернется и момент
упадет до нуля; при этом силы уравновесятся.
В самом худшем случае возникнет колебание
автомобиля около центра тяжести. Для
автомобиля- со всеми ведущими колесами
справедливо то же самое, только при этом сила трения
скольжения достигается не блокировкой, а
проворачиванием, т. е. пробуксовкой ведущих
колес, и силы по сравнению с торможением
меняют направление (фиг. 14, а); этим меняются
и состояния равновесия, т. е. неустойчивое
равновесие наступает при проворачивании
передних колес. Поэтому в случае привода
на четыре колеса нужно избегать буксования
передних колес, а при торможении на четыре
колеса — блокировки задних колес.
Кроме этих особых случаев, боковые силы
используются и при нормальной езде для
сохранения устойчивого движения автомобиля.
При этом нужно обратить внимание на особое
свойство коэффициента сцепления |^. Как
следует из фиг. 12, необходимой предпосылкой
возникновения силы сцепления является
наличие проскальзывания. Если, например,
направляющие передние колеса при прямолинейном
движении установить параллельно, то боковые силы, создающие
устойчивость движения автомобиля, могли бы возникнуть только при
значительных углах отклонения. Следовательно, в пределах отклонений
возникла бы область неустойчивого состояния и водитель вынужден
был бы для сохранения направления движения непрерывно поворачивать
рулевое колесо. Это видно на фиг. 15, а, где боковые составляющие силы 5
нанесены в зависимости от угла отклонения р между продольной осью
автомобиля и направлением его движения при параллельном расположении
передних колес. .
При этом приближенно принято, что сила бокового скольжения S = tg p,
а соответствующие значения коэффициента сцепления взяты из фиг. 12.
В области неустойчивого состояния стабилизирующие силы растут
медленно, и незначительные внешние силы, например, боковой ветер,
неровности пути и т. п., могут отклонить автомобиль от заданного направления
движения. Чтобы устранить это неустойчивое состояние и достичь
устойчивости движения, колеса устанавливают со схождением, т. е. передние колеса
отклоняют на небольшой угол от продольной оси автомобиля внутрь. Таким
образом, неустойчивое прямолинейное направление передних колес так
изменяется, что при нулевой установке, т. е. при нейтральном положении
рулевого колеса, уже возникают большие стабилизирующие силы (фиг. 15, б).
2 Бюссиен Т? .
Фиг. 14. Устойчивость
движения или противостойкость
к заносам при прямолинейном
движении:
а — привод на 4 колеса; б—
торможение на 4 колеса; / — буксуют
передние колеса (автомобиль
неустойчив); 2 — буксуют задние
колеса (автомобиль устойчив);
3 — торможение передних колес
до юза (автомобиль устойчив);
4 — торможение задних колес до
юза (автомобиль неустойчив).

За меру устойчивости можно принять тангенс угла Ti или ?2 наклона
касательной в нулевой точке, который дает свободные стабилизирующие
силы на Г отклонения; это поясняют схемы равновесия шарика, помещенные v
в нижней части фиг. 15*.
(вправо)
Фиг. 15. Боковые направляющие силы на передние колеса в зависимости
от угла р отклонения между продольной осью автомобиля и
направлением его движения (А — область неустойчивого движения):
а — при установке колес без схождения; б—при установке колес со схождением.
В общем нужно указать еще на то, что при определении коэффициента
трения покоя р- из испытаний на торможение или ускорение нужно учитывать
действительное нормальное давление, так как иначе получаются значительные
ошибки.
Нормальное давление
По фиг. 16 нормальные давления неподвижного автомобиля находятся
нз следующих выражений:
для передней оси
sh cos a — h sin a
для задней оси
n sv cos a + h sin а
н = О 1 .
(24)
* Приведенные рассуждения о назначении схождения передних колес автомобиля являются
весьма условными по следующим причинам:
1) автор исходит из величины силы сцепления, между тем в процессе свободного качения
передних колес сила сцепления используется далеко не полностью, и «область
неустойчивого увеличения» возникнет лишь при наличии больших касательных сил (тяговых или
Т°РМ2)ЗНпри)'действии боковых сил произойдет боковое скольжение шин по Дороге,
вследствие которого резко возрастет используемый коэффициент сцепления н- (фиг. U);
3) величина схождения (фиг 15, б), соответствующая примерно 4—5 , явно завышена;
как известно, максимальная величина угла схождения, применяемого в современных
автомобилях не превышает 30—45' Поэтому и величина стабилизирующих сил, возникающих
яри отклонениях автомобиля, будет практически много меньше. Прим. ped.
18

Если считать а = 0°, то:
для передней оси
для задней оси
(25)
В движении нормальные давления будут не такие, как у неподвижного
автомобиля, потому что силы инерции, сопротивление воздуха и тяговые
У
Фиг. 16. Влияние привода на нормальное давление.
силы создают дополнительный момент, который изменяет распределение
нагрузки на оси. Нормальные давления во время движения для отдельных
его случаев даны ниже.
Пределы разгона ,
Для разгоняемого автомобиля (фиг. 16) нормальные давления
определяются из следующих равенств:
для передней оси
1
' cos ash— G sin a h — WBh — WLhL — Zhz)\
для задней оси
GH = -j- (G cos a sv + G sin a h + WBh + WLhL + Zhz.
(26)
Если в расчете, кроме сопротивлений разгона и подъема, учесть также
тяговое усилие прицепов Z и сопротивление воздуха WL и приложить их
на высоте центра тяжести автомобиля А, т. е. считать, что hz = hL — h9
то все силы сопротивления за исключением сопротивления качению ведущих
колес, т. е. (Р — WR), действуют на высоте центра тяжести.
Тогда предыдущие равенства упростятся и получим:
для передней оси
cos a sh- (p -
для задней оси
G'H = -L [G cos olsv+(P— WR) h\.
(27)
Окружные силы из условия сцепления ведущих колес с дорогой будут:
для привода только на переднюю ось
v та*
19

для привода только на заднюю ось
* Н max ==
Если подставить сюда приведенные выше общие значения G и затем
принять, что WR = fG cos a, a также, что для передней оси Р = Рутах
и для задней оси Р = PHm2L^ то получим:
для передней оси
для задней оси
Н шах
= V-G COS
(28)
Отношение наибольших возможных тяговых усилий автомобилей при
переднем приводе и заднем приводе:
Если при переднем приводе достигается то же усилие, что и при заднем,
т. е. PVma3L = Рнты> то расстояние центра тяжести от передней оси
Для привода на четыре колеса возможное окружное усилие из условия
сцепления найдем из выражения
^CC0Sa. (31)
Максимальное тяговое усилие всех четырех колес может быть достигнуто,
если тяговые усилия на ведущих колесах будут распределены
пропорционально нормальным давлениям, т. е. согласно следующему равенству:
Рн = ^_и_ _ Gcosasy + iP
Pv ~~ Gy ~ Gcosash — (P
Учитывая, что Р = pG cos a и WR = fG cos a, получим отношение
тяговых усилий:
Pv
(32)
Тяговые усилия для отдельных осей в зависимости от общего веса при
Р = р G cos a; Pv = у. G'v и Рн = у. GH будут:
для передней оси
= V.G cos a
для задней оси
(33)
Если нужно, чтобы передняя и задняя ведущие оси передавали одинаковое
тяговое усилие, т. е. Рн = Ру> то расстояние центра тяжести от передней
оси
sv = -L-h(ii-f). (34)
20

Пределы подъема
Для равномерного движения автомобиля на максимальный подъем
(WB — 0), при условии, что WL = 0 и Z = 0, должно быть приложено
тяговое усилие Pmax = Ws + WRy которое при подстановке равенства (6)
и (11) и при учете последней части равенства (4) выразится уравнением
Pmax = G' (sin а + / cos а). (35)
Если это значение, соответственно роду привода, приравнять равенствам
(28) и (31), то получим предельный подъем:
для привода на переднюю ось
g OLy = JJL —■— [\ (у®)
для привода на заднюю ось
*8ая = V ?""/? —Л (37)
для привода на четыре колеса, с распределением тягового усилия по
равенству (32):
tg«« = P —/■ (38)
Таким образом, пределы разгона и подъема зависят от сцепления
колеса с дорогой.
Действительные максимальные подъемы, которые могут быть преодолены
отдельными автомобилями, зависят от крутящего момента двигателя и
передаточного числа трансмиссии. Следовательно, вопрос сводится к тому,
достигает ли наибольшее тяговое усилие на ведущих колесах величины, при
которой это усилие еще может быть передано дороге-
Пределы торможения
4 Как и при разгоне, принимаем, что, кроме силы сопротивления подъема,
на центр тяжести действуют сила сопротивления воздуха и усилие прицепов.
При этом согласно фиг. 17 уравнения динамических нагрузок на оси
заторможенного автомрбиля будут:
'у = 4"[G cos ash + h (рв -
'h = 4" [G cos « s* — A (рв -
(39)
где Рв — общая сила инерции;
W — сумма всех сопротивлений движению, приложенных на
высоте центра тяжести;
Рв = fG cos a -f pJ3 + v-G'x,
где G'x — нормальное давление соответственно при торможении передних,
задних или всех колес;
Рв _ W = WR + U = fG cos a + iiG'x;
21

При учете этих значений получим для торможения только передними
колесами:
Gy = G cos a
cos
*) г;
(40)
для торможения только задними колесами
■ cos
Используемое нормальное
давление при торможении
передними колесами относится к
нормальному давлению при
торможении задними колесами как
G
(41)
н
в-cosa
Фиг. 17. Влияние торможения на нормальное
давление.
Отношение наивысших
возможных замедлений
-bv Р<о^ /-I
COS a
-Ь„
.(42)
COS a
Если торможением только передними колесами желательно достичь
такого же результата, как при торможении только задними колесами, то
расстояние центра тяжести от передней оси
Для торможения четырьмя колесами получим
Рв = fG cos a + рЛ + fJtG cos a = — b —,
(44)
отсюда наивысшее возможное замедление
_ b = g [pi + (f* + /) cos a], (45)
для достижения которого, однако, требуется, чтобы нормальные давления
всех колес полностью использовались при торможении. В этом случае
нормальные давления будут равны:
Gv = G cos a Sfl ' :
GH = G cos a
(46)
а их отношение
ft (fX
Если требуется, чтобы передняя и задняя оси передавали равные
тормозные усилия, т. е. Gv = GH, то получим следующее условие для
расположения центра тяжести:
(47)
/
Сводка главных формул для разгона и торможения при некоторых
упрощающих допущениях дана в табл. 1.
22

Таблица I
Нормальные давления и окружные усилия, которые можно передать
при торможении и разгоне
Разгон (а = 0; hL = hz = h)
Передние ведущие
колеса
0' Q sh + fh
РУ max = V-Gv
Задние ведущие колеса
G' q sv~fh .
PH max = Iх0я
Рн max (sv — fh) (I + V-h)
Торможение (а = 0; pw = 0)
Торможение передними
колесами
' _ Sfi -j- fh
v 1 — \i.h y
By max = V*GV + fG;
bv L-^h g
By max (l1
Внтах (Р
Торможение задними
колесами
G s°-fh ■
Вн max = V-GH + fG;
sh ~\~ f 0 U H~ V-h)
sv -\- ft) (I — \ih)
При условии G = G
Все колеса ведущие
P = U.G
max
fv =
I
Pv Gv
Рн Gh
- G I
Торможение на четыре колеса
G i
«г ,
Bv Gv
Вн GH
G I
При условии Gy = Gjj
Влияние силы тяги или силы давления прицепа
и их направления на нормальные давления колес автомобиля
На фиг. 16 сила тяги прицепа Z принята параллельной дороге и учтена
в равенстве (26). В дальнейшем сила тяги прицепа была объединена с
сопротивлениями движению при условии, что точка приложения ее лежит на
высоте центра тяжести.
Если это не имеет места, то нужно из равенства (26) определить поправку
для осевых давлений по силе тяги прицепа:
LGy = —Z -^f- и AGtf = + Z -If-. (48)
Отсюда видно, что только при малой высоте приложения силы тяги ее
влияние на нормальное давление незначительно.
Если сила тяги действует не параллельно полотну дороги, то возникают
другие отношения, смотря по тому, в какой точке направление силы
пересекает полотно дороги. На фиг. 18 изображен грузовой автомобиль, который
испытывает силу тяги прицепа в различных случаях в разных направлениях.
23

Направления силы тяги продолжены до пересечения с полотном дороги
и нанесены плечи относительно точек касания колес автомобиля с полотном.
Считаем, что горизонтальная составляющая сила тяги постоянная. Из
равновесия моментов получены поправки осевых давлений AG, изображенные
внизу, причем под пересечением полотна с направлением силы тяги отложена
соответствующая поправка.
Отсюда получаем, например, что при пересечении направления силы тяги
с полотном под передней осью (точка Ь) прицеп не оказывает воздействия
на давление задней оси, а влияет только на давление передней оси; в случае
пересечения в точке d — наоборот. Если сила тяги Z случайно действует
по направлению движения, т. е. оказывает давление, например при спуске
Фиг. 18. Влияние силы тяги прицепов на нормальное давление.
или торможении, то поправки AG изменят знак. Следовательно, положением
силы тяги можно воздействовать в желаемом направлении на нормальные
давления. Так, например, можно держать поправки нормальных давлений
в очень узких границах или для увеличения предела тяги сильнее нагрузить
ведущую ось.
Если желательно при буксировке прицепа сильнее нагрузить заднюю
ось, то дышло тягача должно направляться к прицепу сверху вниз. Если
при торможении должно быть повышено давление на заднюю ось тягача,
то расположение дышла должно быть обратным, т. е. подводиться к прицепу
снизу вверх.
Эти требования к расположению дышла в вертикальной плоскости могут
быть удовлетворены, например, с помощью овальных отверстий.
При прочностном расчете осей нужно учитывать возможное влияние
прицепов на нормальные давления, так как оно может быть весьма
существенным.
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ НОРМАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ И ОКРУЖНОГО УСИЛИЯ
Общие положения
Мы видели, что для четырех ведущих и тормозных колес распределение
тягового усилия и сил торможения должно соответствовать фактическому
нормальному давлению, если желательно весь вес автомобиля использовать
как силу, обеспечивающую трение.
Поэтому важно правильно использовать изменение нормального давления
при различных коэффициентах сцепления ц для разгона и торможения.
С учетом ранее принятых (фиг. 16 и 17) обозначений приводится пример
24

fi*
800
700
600
500
400
300
200
100
~-—
Прибод
H
Торможение
4
кг
ZOO
300
400
500
600
700
800
900
1000
1 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,50,6 0,7 0,8 0J9 /I
Фиг. 19. Примеры распределения нормального давления в
зависимости от использования коэффициента сцепления \ъ для
различных коэффициентов сопротивления качению f.
/и 0,8 0,6 0,4 0,2 0 0,2 0,4 Ofi 0,8 М
Фиг. 20. Достижимые окружные усилия колес к примеру на фиг. 19.
LL
Рн
1,7
1,5
Ы
10
0,9
0,1
0,5
0,3
0
%
Прибод
8 0,6
0,4
yS
yS
0,2
Y'
Торможение
\/-
0/
/
/
/
V
/
L
\
/
^—
V/
/
V/
0,4
A
У
/
/
V
W
0,6
A/A
//
v-
0,8
'/
Вн
Фиг. 21. Отношение окружных усилий передних колес к усилиям
задних колес для примера на фиг. 19 и 20.
25

.распределения нормального давления для автомобиля, имеющего: G =
= 1000 кг\ I = 2,6 м\ sv = 1,6 ж; А = 0,6 ж; pw - 0; а = 0.
С этой целью вычислено распределение нормального давления для
различных, полностью используемых коэффициентов сцепления и результаты
расчета изображены на фиг. 19. Чтобы исключить влияние коэффициента
сопротивления качению f, нормальное давление определено для различных
его значений. На обычных дорогах, для которых / = 0,02, величиной f
можно пренебречь. Достижимые при этом нормальном давлении и
соответствующих коэффициентах сцепления р окружные усилия изображены на
фиг. 20, а на фиг. 21 дается отношение окружных усилий на передних колесах
к окружным усилиям на задних колесах. Следовательно, для полного
использования возможностей передачи этих усилий необходимо тяговые усилия
и соответственно силы торможения распределять на переднюю и заднюю ось
в разных отношениях.
Распределение крутящего момента для привода на четыре колеса
Для возможности использования в качестве сцепного веса полного веса
автомобиля нужно было бы каждую величину тягового усилия распределять
в разных отношениях на передние и задние колеса.
Достигнуть этого точно почти невозможно, поэтому удовлетворяются
распределением крутящего момента на передние и задние колеса в постоянном
-отношении. Это теоретическое соотношение отвечает неблагоприятным
дорожным условиям, при которых особенно важно
полностью использовать вес для увеличения силы
сцепления. Поэтому соединяющий переднюю
и заднюю оси межосевой дифференциал
конструируют как несимметричный распределитель
крутящего момента в требуемом отношении
Рн : P'v, а не как обычный дифференциал,
распределяющий моменты в отношении 1 : 1 (фиг. 22).
Шестерня 1 находится за коробкой передач
и ведет шестерню 2, несущую оси планетарных
шестерен 5, находящихся в зацеплении с большой
шестерней 4 внутреннего зацепления привода
задней оси и шестерней наружного зацепления 5
привода передней оси.
Действующая через планетарную ось и
планетарную шестерню 3 сила равномерно
распределяется на шестерни 4 и 5. Следовательно,
окружные усилия на шестернях 4 и 5 равны,
а крутящие моменты М4 = Ub и Мъ — Ua относятся как b : а; число
оборотов этих шестерен одинаковое и планетарные шестерни не
вращаются около своих осей.
Шестерня 4 поворачивается относительно шестерни 5 только для
компенсации разницы диаметров шин, проскальзывания задних колес относительно
передних и на закруглениях дороги из-за различных радиусов поворота.
Чтобы использовать автомобиль типа 4 X 4 в нормальных дорожных
условиях с меньшими потерями на передачу и с большой скоростью, шестерню 5
отъединяют от карданного вала, идущего к передним колесам, и неподвижно
сцепляют с картером, вследствие чего число оборотов шестерни заднего
привода увеличится в отношении (2a+b) : b (см. ниже раздел
«Несимметричный дифференциал»).
Регулятор тормоза для торможения четырех колес
Правильное распределение окружных усилий на колесах имеет особо
важное значение при торможении. При этом полное использование сцепного
веса происходит значительно чаще, потому что силы торможения обычно
26
Фиг. 22. Схема
несимметричного межосевого
дифференциала из цилиндрических
шестерен для привода на
4 колеса.

во много раз больше тяговых усилий, вследствие чего пределы сцепления
достигаются очень часто. Поэтому делаются попытки обеспечить необходимые
требования с помощью регуляторов тормозов (фиг. 23).
Регулятор Rudge-Whitworth состоит из сжатой пружины У, установленной
в тормозной тяге к задним колесам. Если действующая тормозная сила
превысит натяг пружины, последняя сжимается, и лишь незначительное
повышение (по характеристике пружины) тормозящей силы передается к задним
колесам, тогда как тормоза передних колес сохраняют жесткую связь,
и основная часть повышенного давления на тормозную педаль передается
к передним колесам. На фиг. 24, а показано желаемое изменение силы
торможения передних и задних колес, на фиг. 24, б — изменение при (до сих пор
считавшемся нормальным) распределении тормозных усилий в жестком
приводе, а на фиг. 24, в — при действии регулятора Rudge-Whitworth с
постоянным натягом пружины.
У регулятора тормоза Bendix, кроме натянутой пружины, применяют
еще заклинивающийся запор 2 (см. фиг. 23). При определенной силе,
устанавливаемой натягом пружины в запоре, торм'озные тяги задних колес
заклиниваются, так что сила торможения заднего колеса не может быть
повышена и остается постоянной, тогда как сила торможения переднего
колеса еще растет (фиг. 24, г).
Соответственно этому действию сконструированы регуляторы и для
гидравлических тормозов. В общем регуляторы тормозов дают возможность
довольно точно приспособиться к требованию желаемого изменения
распределения тормозных усилий. При выборе рода регулятора нужно
ориентироваться на кривые, изображающие целесообразное распределение тормозных
усилий (см. фиг. 24, а).
«Секунда испуга» и практика торможения
При определении наименьшего расстояния, на котором может быть
остановлен автомобиль, приходится учитывать не только путь собственно
торможения. Должны быть также учтены все обстоятельства от момента
возникновения опасности до начала торможения. Внезапно возникшим препятствием
водитель может быть так поражен, что от испуга придет в замешательство,
и должно пройти известное время — «время испуга», пока он будет в
состоянии нормально реагировать. Это время могло бы отсутствовать при
повышении бдительности водителя. Это тем .более желательно, что
последующие неизбежные моменты реакции и действия сами по себе означают
возрастание опасности.
Если же водитель не испуган внезапным препятствием, его реакция может
наступить немедленно, т. е. сознание его немедленно воспримет картину
опасности, он тотчас же решит, какие меры предупреждения следует
предпринять и, в случае необходимости внезапной остановки, сделает требуемые
для этой цели движения. Время, необходимое для этого процесса, является
временем реакции водителя. Затем начинается время действия, в течение
которого, например, водитель снимает правую ногу с педали подачи топлива,
переносит ее на педаль тормоза и нажимает ее до тех пор, пока начнется
торможение (фиг. 25).
Для определения времени реакции и действия были произведены свыше
300'наблюдений над 600 водителями-профессионалами во время стандартного
30-дневного пробега. Суммарное время реакции и действия для отдельных
водителей составляло от 0,3 до 2,3 сек. и в среднем 1 сек.
Был случай, когда водитель снизил суммарное время реакции и действия
с 1,6 до 0,4 сек. путем более удобной установки педали и специальной
тренировкой. При скорости 60 км/час водитель сократил путь до остановки на
20 м, что показывает громадное значение этой экономии времени.
Вообще, следует обратить внимание на то, что всегда требуется примерно
1 сек. для реакции и действия. Отсюда часто ошибочно говорят о «секунде
27

^a
/7777777777777777
К передним \ Фиг. 23. Схема регулятора тормоза для торможения
на 4 колеса.
колесам
6k
-А
/
/
-A
нажатия на педаль ~~~""
a) 5) в) г)
Фиг. 24. Силы By и Б// на тормозных рычагах соответственно передних
и задних колес при торможении на 4 колеса в зависимости от силы
нажатия на педаль.
V км/час
Осознание опасности 1888^|/Г 20 40~
I
Начало реакции
Начало
Начало
действия
О
торможения
Ж
ю-
У км/час ^
\0 20 40 60
Остановка,
3-
автомобиля
Ш


зопить
6м
Время
6 сек
Фиг. 25. Распределение так называемой «секунды испуга»:
/— «время испуга*, 11 — время реакции; /-/ — время действия, IV — время
торможения.
28

испуга». В частном случае, нужно точно выяснить, была ли еще
дополнительно к неизбежному времени реакции и действия «секунда испуга».
Практический путь торможения сложится из предтормозного пути, пройденного
с полной скоростью (во время испуга, реакции и действия), и тормозного
пути. Предтормозной путь будет
Vtv - (49)
Si, =
3,6
где tv — предтормозное время в сек., которое включает время испуга,
реакции и действия.
Собственно тормозной путь получится по выражению (14) и фиг. 9:
Укм/час
100
10
svm
Фиг. 26. Предтормозной sy и тормозной s пути в зависимости от
предтормозного времени tv, начальной скорости движения V и среднего
замедления Ь при торможении.
На фиг. 26 показаны предтормозной и тормозной пути. Так, например, при скорости
72 км/час и предтормозном времени tv = 1 сек. получим предтормозной путь sy = 20 м
и дополнительно, при среднем замедлении Ь — 6 м/сек2, тормозной путь s = 33,5 м; в
результате практически путь до остановки автомобиля равен 53,5 м.
Целесообразность выключения сцепления при торможении следует
определять по величине замедления. При резком торможении нужно всегда
выключать сцепление. Предельным значением величины Ь для выключения
сцепления является
-bv = g*£, (51)
где bqr — пределы замедления при торможении в м/сек2;
Дрг — разности удельных сопротивлений при движении автомобиля
с включенным и соответственно выключенным сцеплением
(см. фиг. 57);
о — отношение приведенных вращающихся масс двигателя к
поступательно движущимся массам [см. выражения (13)];
«= ?Vm G ■ (52)
29

ПУТЬ ОБГОНА
На фиг. 27 схематически изображен случай обгона. Перед обгоном (фиг. 27,
слева) быстрее движущийся автомобиль может приблизиться к медленнее
движущемуся на расстояние аг. Это расстояние должно быть выбрано таким,
чтобы при помехах обгону
скорость могла быть снижена
до скорости медленно
движущегося автомобиля и в
случае торможения переднего
автомобиля еще оставался
отрезок пути. После обгона
(фиг. 27, сррава) можно
*
su=vut-
Фиг. 27. Путь обгона.
на расстоянии а2 от
обгонного автомобиля свернуть
на правую полосу. При выборе расстояния а2 нужно исходить из
тех же соображений, что и при выборе а±.
Из фиг. 27 видно, что относительный путь обгона и складывается, кроме
участков ах и а2, еще из обеих длин кузовов 1Х и /2, следовательно,
+ к- (53)
= s + и и
получается
и =
Кроме
= v +
а2
того,
i v, откуда
и =Avt, соответственно
t=
и
Vtt
= «-Ш- (54)
500 600 sum
Фиг. 28. Путь обгона в зависимости от
скорости движения при обгоне и разностей
скоростей движения.
Следовательно, перед обгоном
нужно для безопасности видеть
дорогу на всем отрезке обгона su. Но
это достаточно только тогда, если не
приходится учитывать встречного
движения.
В противном случае требование
свободного обзора повышается на
величину отрезков пути, проходимых
встречными автомобилями за время
обгона. На фиг. 28 изображены пути обгона в зависимости от скорости
движения Vи обгоняющего автомобиля и превышения ее А V над скоростью
обгоняемого автомобиля, причем задано и = 30 м.
Для других значений и путь su меняется пропорционально значениям и.
РАССТОЯНИЕ (ИНТЕРВАЛ) МЕЖДУ АВТОМОБИЛЯМИ
С повышающейся плотностью движения одиночный автомобиль становится
звеном колонны. При этом водителю приходится решать задачу
регулировщика, так как главное его внимание должно сосредоточиться на том, чтобы
соответственно скорости движения держать надлежащее расстояние от
переднего автомобиля. Поэтому он должен уметь правильно оценивать расстояния
и прежде всего своевременно узнавать, когда расстояние меняется. Органом
чувства для оценки интервала до известной степени служат глаза водителя.
Если расстояние сокращается, то увеличивается отражение впереди едущего
автомобиля в наших глазах. Для оценки изменения этого расстояния важно
знать, с какой скоростью происходит относительное увеличение отражения.
По фиг. 29 получаем:
для отражения отрезков
—= Р* = —; (55)
30

для отражения плоскостей
Г <*(*2)1
[~йГ\
= Dc — 9 ——
(56>
Фиг. 29. Схема к определению
производной относительного увеличения
изображения.
Следовательно, относительное увеличение отражения в глазе в единицу
времени для изображений отрезков дается через отношение относительной
скорости приближения к соответствующему интервалу (расстоянию); для;,
изображений поверхности это значение удваивается.
На фиг. 30 представлены графики,
полученные по уравнениям (55) и (56).
Начало торможения указывается
световым сигналом, но по нему, во-первых, не
определяется сила торможения и,
во-вторых, нужно считаться с возможностью
отказа тормоза.
С течением времени возникает
необходимость в дополнительных световых
задних сигналах, отмечающих превышение
определенного тормозного давления или
лучше величины замедления, чтобы водитель едущего сзади
автомобиля своевременно полностью использовал тормоза. Чем больше будет
применено подобных сигналов, тем больше, естественно, и опасность отказа
таких устройств, а значит надежность работы этих сигналов должна paern
в такой же мере, в какой они снимают ответственность с водителя.
В движении колонны (см. фиг. 1)
страховое время t (время надежной
безопасности) между началом торможения переднего-
автомобиля и торможением следующего за-
ним автомобиля складывается по
выражению (2) из:
1) времени осознания;
2) «времени испуга»;
3) времени реакции;
4) времени действия.
160 ам
Фиг. 30. Секундное относительное увеличение изображения
в зависимости от расстояния а » относительной скорости
движения ДУ.
ГРАНИЦЫ ЗАНОСА И ОПРОКИДЫВАНИЯ НА ПОВОРОТАХ
При езде по кривой радиуса г (в м) возникает центробежная сила
(57),
Эта сила может вызвать занос или опрокидывание автомобиля.
Автомобиль скользит, если приложенная в центре тяжести
равнодействующая RR веса G' и центробежной силы Сп действует вне угла (Р + р)*
31

являющегося суммой поперечного наклона угла р дороги и угла трения о =
= arctg p (фиг. 31). В пределе CR : G' = tg (p + р).
Максимальная скорость VR при наступлении заноса при этом
определяется выражением
Vp =
км/час.
(58)
При определении скорости VR принято, что центробежная сила
распределяется на оси пропорционально нормальным давлениям и что никакие
другие силы (тяговое усилие, сила торможения) не передаются колесами.
Если это условие не соблюдается, то нужно определить величину
центробежной или боковой силы, приходящейся на каждую ось (см. ниже), и потом
Фиг. 31. Изображение границ скольжения и опрокидывания
при повороте.
для каждого колеса проверить величину силы сцепления (см. выше).
Автомобиль опрокидывается, когда приложенная в центре тяжести
равнодействующая RK веса автомобиля G' и центробежной силы Ск пересекает
дорогу вне линии, соединяющей точки опоры внешних колес, если автомобиль
до этого еще не начал скользить. В пределе, следовательно, для автомобилей
с одинаковой величиной передней и задней колеи равнодействующая
проходит через точку /С.
Поэтому справедливы выражения
tg 1 = G': Ck и tg (p + т) ~ ^ : а
ш отсюда
При этом максимальная скорость при опрокидывании
VK — 11,3 У г ctg т = 11,31/ г ?-t—JLr км/час.
(59)
Равенство (59) упрощается для поворота на дороге без виража, т. е.
ори р = 0, и приводит к равенству
"1. (60)
.32

У трехколесного автомобиля, у которого одна колея равна нулю, линия
опрокидывания, т. е. линия, соединяющая точки нагрузки колес, не
параллельна оси автомобиля. В этом случае большое влияние на опрокидывание
моГут оказать силы, возникающие вдоль оси автомобиля. При торможении
переднего колеса на повороте опасность опрокидывания увеличивается.
С другой стороны, при управляемом одиночном колесе можно уменьшить
опасность опрокидывания, так как при
повороте его точка нагрузки колеса смещается
от оси автомобиля во внешнюю сторону
кривой (фиг. 31).
ВЛИЯНИЕ РАСПОЛОЖЕНИЯ ВЕДУЩИХ КОЛЕС,
ТОРМОЗОВ И РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
НА ДВИЖЕНИЕ АВТОМОБИЛЯ
Вначале рассмотрим движение по
прямой. На фиг. 32 изображены силы,
приложенные к колесам, и уравновешивающие
силы, приложенные к центру тяжести
автомобиля. При этом блокированные или
буксующие колеса теряют боковую
устойчивость и стремятся сдвинуться в сторону.
Случаи неустойчивого положения имеют
преимущества в отношении распределения
нормального давления, так как оно в
данном случае возрастает для ведущей оси,
тогда как в случаях устойчивого
положения ведущая ось разгружается. Привод
и торможение на четыре колеса были
изображены на фиг. 14 и описаны выше. Для
движения на повороте влияние расположения
привода и тормоза при управляемых
передних и задних колесах должно быть
исследовано раздельно. На фиг. 33, а показан
автомобиль, двигающийся на повороте с
управляемыми задними колесами, а на фиг. 33,6 —
с передними управляемыми колесами.
В центре тяжести приложена центробежная сила С. С ней алгебраически
сложены боковые составляющие, действующие в направлении центробежной
силы от тягового или тормозного усилий; таким образом, получаем
суммарную боковую силу S, значения которой следующие:
Управляемые задние колеса Управляемые передние колеса
Привод спереди . . Srу = С — Rv sin e Srу = С — RH sin (5 — е)
Привод сзади . . . Srh = С + RH sin (8 — е) Srh = С + RH sin e
Торможение передних
колес Sbv = С+ By sine SBy = Cj+ Bv sin (5 — e)
Торможение задних
колес Sbh = С — BH sin (8 — е) SBh = С — Вн sin e
Эти боковые силы затем распределяются по осям, как изображено на
фиг. 33.
Мы видим, что и здесь привод на передние колеса и торможение задних
колес имеют преимущества, так как составляющие их боковых сил
противодействуют центробежной силе. Отсюда можно сделать вывод, что наиболее
устойчиво движется автомобиль по кривой при переднем приводе с
максимальной подачей топлива и затянутых задних тормозах. Однако не следует
забывать, что увеличение касательных сил, действующих в направлении
3 Бюссиен 33
Фиг. 32. Устойчивость движения
или противостойкость к заносам
при прямолинейном движении:
а — привод на два колеса; б —
торможение на два колеса; / — привод сзади
(автомобиль неустойчив); 2 — привод
спереди (автомобиль устойчив); 3
—торможение задних колес (автомобиль
устойчив); 4 — торможение передних
колес (автомобиль неустойчив).

движения, вызывает уменьшение допустимых боковых сил из условия
сцепления. Поэтому для сохранения боковой устойчивости желательно, чтобы
автомобиль совершал поворот при свободном ходе. Движения на повороте
автомобиля, имеющего привод и тормоза на четыре колеса, складываются
из приведенных частных случаев, причем нужно учитывать действие
раздаточной коробки и регулятора тормоза (см. выше).
Из фиг. 33, а и б дополнительно следует, что по соотношению величины
боковых сил еще нельзя получить обоснование для предпочтения того или
другого управления. Чтобы определить разницу в действии, рассмотрим
фиг. 34, показывающую движение автомобиля на повороте в обоих случаях.
На фиг. 34, а — в нанесены направления скоростей движения водителя
°)
О
Фиг. 33. Определение сил, действующих на оси автомобиля при повороте:
а — управляемые задние колеса; б — управляемые передние колеса.
и пассажира, сидящего сзади. При управляемых передних колесах водитель
движется по кривой внутрь, следовательно, соответственно ходу автомобиля,
тогда как пассажир постоянно движется в направлении оси автомобиля.
При управляемых задних колесах, наоборот, скорость водителя относительно
кривой обращена наружу. Указанное в еще большей степени относится
к скорости пассажира.
Пассажир, не имеющий влияния на руль, наиболее сильно ощущает
поворот, а водитель, если он сидит над передней осью, едва ощущает поворот.
Как указывают нанесенные следы, при управляемых передних колесах
может быть хорошо обозрима наружная колея, а при управляемых задних —
внутренняя, тогда как водитель должен ориентироваться по другому
направлению. Яснее всего видна будет разница, если кривую поворота (фиг. 34)
заменить двумя прямолинейными отрезками пути и одним поворотом
автомобиля. При управляемых передних колесах водитель поворачивается вместе
с автомобилем и хорошо может видеть движение, тогда как при управляемых
задних колесах водитель вращается на месте, а задняя часть автомобиля
закидывается, что при нормальном направлении взгляда водителю не видно.
При движении по грунту как при управляемых передних колесах, так
и при задних имеет значение то, что автомобиль движется по двойной колее,
тогда как при всех управляемых колесах задние колеса могут двигаться
по колее передних (фиг. 34, в). Это, в зависимости от свойств грунта,
значительно уменьшает мощность, необходимую для движения. Следовательно,
34

для вездеходов выгодно
применять вместе с приводом
на четыре колеса также и
управление на все колеса,
в результате чего
дополнительно улучшается
маневренность автомобиля.
При движении по дороге
с твердым покрытием уже
при скорости 20 км/час
управление на четыре колеса
предрасполагает к заносу,
что принуждает выключать
управление на задние колеса
или блокировать их
управление ' при нейтральном
положении (см. выше, где
рассматривался распределитель
крутящего момента для
четырехколесного привода, у
которого при езде по шоссе
также выключают привод на
одну ось). Для объяснения
этого рассмотрим еще раз
фиг. 34,. а именно замену
движения по кривой на движение
по прямой и вращение.
Мы видим, что при
передних управляемых колесах
автомобиль поворачивается
около средней точки задней
оси,тогда как при
управляемых задних колесах ось
вращения проходит через
среднюю точку передней оси.
Если сравнить с таким
управлением управление на
четыре колеса, при котором
ось относительного
вращения проходит через центр
тяжести, то получим, что в
этом случае момент инерции
автомобиля относительно
этой оси вращения более или
менее приближается к
наименьшему значению и
равняется только четверти
момента инерции при
управлении двумя колесами.
МЕХАНИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
В ТРАНСМИССИИ
Для определения
прочности деталей трансмиссии
недостаточно исходить только
из наибольшего крутящего
момента двигателя.
3*
Фиг. 34. Схемы поворота автомобилей с
различными типами управления:
а — управляемые передние колеса; б — управляемые
задние колеса; в — управляемые все колеса.
35

Нужно дополнительно учесть крутящие моменты, которые могут
возникнуть вследствие инерции вращающихся масс и достигнуть большой величины.
Ограничение крутящего момента в автомобиле достигается надежным
фрикционным сцеплением, создаваемым передачей усилий трением в двух местах:
в сцеплении и на ведущих колесах.
Наибольший возможный крутящий момент ведущих колес ограничен
нормальным давлением и коэффициентом сцепления р-, который в предельном
случае может быть принят равным единице. Отсюда для ведущих осей получим
MRm^ = ^G'x^-^Gx^-KZM. . (61)
Для карданного вала это значение должно быть разделено на <рЛ, а для
вала сцепления на ¥gyh.
Предельный крутящий момент сцепления определяется силой нажатия
на педаль сцепления и коэффициентом трения сцепления, причем нужно
помнить, что коэффициент трения проскальзывающего сцепления
значительно меньше трения покоя (примерно до половины). Наибольший
передаваемый крутящий момент при включении сцепления меньше, чем момент,
возникающий при включенном сцеплении в случае внезапного торможения
или блокировки деталей привода.
Для достижения больших ускорений при разгоне с использованием
энергии маховика (см. ниже) ограничивают момент проскальзывающего
сцепления и принимают его равным удвоенному значению наибольшего
крутящего момента двигателя.
Поэтому максимальный крутящий момент сцепления при отсутствии
пробуксовки будет в 4 раза превышать наибольший крутящий момент
двигателя.
Следовательно, для вала сцепления будет справедливо условие
MKmRX = 4MMmax. (62)
Для карданного вала надо это значение умножить на <р*> а Для осей на ygyh.
В большинстве случаев это допущение достаточно. В особых случаях,
например при наличии центрального тормоза (на карданном валу), вычисляют
MR max и для расчета на прочность принимают наибольшее из обоих значений.
Учитывая частоту воздействий, надо обратить внимание на то, чтобы
крутящие моменты в пересчете на вал сцепления оставались ниже
наибольшего крутящего момента двигателя.
При трогании с места, т. е. при включении сцепления, может быть
достигнуто двойное значение момента (в зависимости от установки сцепления).
Большие значения могут возникнуть только в особых случаях. Например,
значение MKrh^ получается вследствие резкого торможения без выключения
сцепления, блокировки двигателя (из-за заедания поршней и т. п.),
блокировки привода (если момент возникнет в детали привода, лежащей между
двигателем и блокированным звеном), значение MRmzx достигается из-за резкого
торможения центральным тормозом, блокировки привода (момент возникнет
в деталях привода, расположенных между ведущими колесами и заевшим
звеном).
ПРОЦЕСС ТРОГАНИЯ С МЕСТА
Нормальный процесс трогания с места
Практически процесс трогания с места зависит от того, как водитель
включает сцепление и подачу горючей смеси, а следовательно, происходит
не единообразно. Поэтому в основу изучения зависимостей этого процесса
положено понятие «нормальный процесс трогания с места». При неподвижном
автомобиле двигатель работает с определенным числом оборотов (от1.
1 Для упрощения равенств вместо числа оборотов п введена угловая скорость ш и
соответственно для ускорения b также дается угловое ускорение е.

Постоянный момент сцепления, определяемый давлением пружин и
коэффициентом трения скольжения, внезапно начинает действовать полностью,
а двигатель отдает полный крутящий момент.
Момент сцепления, с одной стороны, действует как тормоз на двигатель,
с другой — приводит в движение автомобиль; он больше крутящего момента
двигателя для данного числа оборотов и превышение это покрывается
кинетической энергией деталей двигателя (маховика) за счет снижения числа
оборотов. Так как при трогании с места можно пренебречь сопротивлением
воздуха, то моменту сцепления противодействуют со стороны автомобиля
только незначительные сопротивления трансмиссии, в результате чего
избыточный момент сообщает автомобилю ускорение.
Это состояние равномерного замедления числа оборотов двигателя и
равномерного ускорения автомобиля, наступающее с момента включения сцепления,
Включение Сцепление
сцепления дключено
Лбтомодаль
Фиг. 35. Диаграмма скоростей и1 времени
процесса трогания с места:
/ — сцепление выключено; // — сцепление
проскальзывает; /// — передача момента без
проскальзывания сцепления.
max
0,8
0,6
0,2
О 0,2 ОМ 0,6 0,8
Фиг. 36. Влияние исходного
числа оборотов двигателя на
среднее ускорение.
[будет продолжаться до тех пор, пока падающее число оборотов двигателя
и повышающееся число оборотов сцепления со стороны трансмиссии не
достигнут одинаковой величины (Dk. С этого момента скольжение сцепления
прекращается, сцепление включается полностью и коэффициент трения
скольжения переходит в больший коэффициент трения покоя. Если до этого
времени момент пробуксовывающего сцепления был внешним, определяющим
процесс трогания, то момент, передаваемый полностью включенным
сцеплением, является внутренним моментом вала трансмиссии, на величину которого
сцепление уже не влияет; следовательно, дальнейшее ускорение сообщает
только крутящий момент двигателя, уменьшенный на момент солротивлений
силовой передачи и колес, причем маховик и автомобиль разгоняются
совместно. Отсюда для этого периода процесса трогания получается
постоянное ускорение (фиг. 35).
При нормальном процессе трогания с места движение автомобиля
рассматривается до повторного достижения исходного числа оборотов двигателя;
если это число было меньше максимального, то к нормальному процессу
добавляется период с ускорением е^, из-за чего среднее ускорение еЬт уменьшится.
Наибольшее среднее ускорение получится, если двигатель перед
включением сцепления имел наибольшее число оборотов (фиг. 36). Из фиг. 35
получается, что величины момента инерции маховика и момента
проскальзывающего сцепления не оказывают влияния на среднее ускорение и время
ускорения нормального процесса трогания с места. Имеет значение, однако,
путь ускорения (разгона) или средняя скорость процесса трогания с места.
Путь s получится, как площадь под линией скоростей автомобиля (фиг. 35)
Он будет наименьшим при постоянном среднем ускорении.
37

Рассмотрим процесс трогания с места.
1. Часть сцепления со стороны двигателя (ведущая):
Mk = Mm — Jaem;
м1^мл,> (63)
J m
где Мк — момент сцепления в кгм при пробуксовывании (коэффициент
сцепления \ig) и полном давлении пружин сцепления;
Мт — наибольший крутящий момент двигателя при постоянном числе
оборотов в кгм;
Jm — момент инерции вращающихся частей двигателя между
маховиком и ведущей частью сцепления в кгм-сек2;
— ет — угловое замедление коленчатого вала в сек. "2 после включения
сцепления.
2. Часть сцепления со стороны трансмиссии (ведомая):
Mk = Mw + Jwsw;
Мь — Mw ,слк
£w= Jw » (64)
где Mw — крутящий момент сопротивления трансмиссии и сопротивления
качению колес в кгм, отнесенный к валу сцепления;
Jw — момент инерции вращающихся и приведенных поступательно
движущихся масс автомобиля, отнесенных к валу сцепления,
в кгм •сек*;
гт — угловое ускорение ведомой части сцепления после начала его
включения в сек.~2.
Кроме того,
'* = 1^Г! (65)
ть = со ^ , (66)
где tk — время от начала до полного включения сцепления, т. е. время
пробуксовывания сцепления, в сек.;
<от — угловая скорость ведущей части сцепления перед включением
в сек."1;
о>£ ■— угловая скорость в момент полного включения сцепления и
совместной работы его ведущей и ведомой частей в сек.""1.
3. После полного включения сцепления справедливы равенства:
Mm — J_^ .
(68)
где tb — время от полного включения до достижения исходного числа
оборотов двигателя шт перед троганием с места.
Можно записать также следующие выражения:
tk + tb = <s>m—Jw M ; (69)
bm t _i_ t- J
Mm-M7l
(70)
38

При
получим
M
ЛЬ*
м„
(71)
(72)
tk =
= 0)
—« = -тг(2-^ (73) iVwAaFA
cj сен"
т Мт (z + iz — i—tn)
z — m
= <*>»
tz — i—m)' v ' ^
1 — m
+ i '
100
ri^; (78)
»A<m(2+fe-«-m)(l-m) g 05 w %5 гр иш
tk -j- tb = o>m ~rp- * -71 ч *> (79) Фиг. 37. Номограмма влияния момента инер-
т ' т' ции маховика и момента сцепления на путь
Smin = 0,5(0m (^ + ^) г', (80) ускорения (пример).
где г' — радиус ведущего колеса, отнесенный к валу двигателя (г' =
-т)-
При
(г + fe t-m) + 2--l
(z + iz — f — m) K '
действительный путь трогания с места
и средняя скорость во время процесса трогания с места
vm =
- 0,5r'a>ma.
(82)
(83)
Эти зависимости можно проследить по фиг. 37, на которой в виде
номограммы дан пример диаграммы трогания с места с учетом, что Jw =
= 0,032 кгм-сек2", Мт = 6 кем; т = 0,08.
Распределение энергии
На фиг. 38 изображен график работы процесса трогания. По оси ординат
отложены величины мощности, отнесенные ко времени, по оси абсцисс —
время, так что площади диаграммы изображают работу.
Так как для двигателя принят постоянный крутящий момент \ то
величина ш,„ пропорциональна мощности Мт(йт, в результате ломаная линия
BDF мощности двигателя (фиг. 38) совпадает по характеру протекания
1 Предложение автора исходить из постоянного крутящего момента двигателя не
соответствует действительности, так как практически, наряду с отпусканием педали сцепления,
водитель увеличивает подачу горючей смеси, и как следствие растет крутящий момент
двигателя.
Предложение Е. А. Чудакова принимать изменение крутящего момента по линейному
закону, так что М = kt, где k характеризует интенсивность процесса трогания с места,
является более обоснованным» Прим. ред.
39

с величиной com (см. фиг. 35). Отдаваемая двигателем в процессе трогания
работа Ат изображается площадью OBDFH под линией его мощности BDF
(фиг. 39, а). Мощность, отдаваемая сцеплению за время его включения tk,
также определяется через (от, только теперь в масштабе Mk, так как Lk =
= Mka>m; она представлена линией АС
на фиг. 38, а лежащая под ней площадь
О ACT изображает соответствующую
работу. При этом часть диаграммы,
превышающая мощность двигателя,
характеризует работу, отдаваемую маховиком. Эта
работа +AS изображена площадью BACD
(фиг. 39, б). Такая же работа, а
следовательно, равная по величине площадь,
вычитается из работы двигателя в следую-
* щий отрезок времени tb. Вместе с тем
суммарная площадь EDFC есть работа —Asf
вновь воспринятая маховиком.
Мощность, отдаваемая двигателем и
маховиком при трогании автомобиля,
изменяется во времени по линии ACEG,
а соответствующая ей работа изобразится
площадью OACEGH (фиг. 39, в). В
течение времени трогания tk автомобиль
использует мощность Mka>p
соответствующую изменению (of = ewtk (см. фиг. 35)
для ведомой части сцепления и
изображенную линией ОС на фиг. 38.
Таким образом, поглощаемая автомо-
шН tcex бил ем в течение времени tk работа равна
площади OCT.-Оставшаяся сверх этого
Фиг. 38. Работа при процессе трога- избыточная площадь О АС есть работа Aw>
ния с места. переходящая в сцеплении в тепло. Поэтому
в конструкции сцепления должна быть
предусмотрена возможность отвода тепла, чтобы предотвратить
недопустимые местные перегревы. После того как сцепление включено полностью,
в течение времени tb автомобиль воспринимает всю передаваемую от дви-
ч
L
С
B
д
ш
5)
в)
Фиг. 39. Элементы работы при процессе трогания с места:
а — работа Ат, произведенная двигателем; б — работа (+лр, отданная маховиком, и работа ( —
б (А + A A А б
р т р
воспринятая двигателем; в — работа, подведенная к сцеплению (Ат + Ag —
Ату, г — работа
(A AA
т g s
превращенная сцеплениемв тепло; д — работа, воспринятая ведомой частью сцепления f w
=* А. + Аг); работа Af, затраченная на преодоление сопротивления трансмиссии и ведущих колес»
и работа А., затраченная на ускорение автомобиля.
гателя мощность. В целом им воспринимается работа, изображенная
площадью OCEGH. Часть ее OJKH, равная Аг9 идет на преодоление потерь
в трансмиссии и внешних сопротивлений, а работа, идущая только на
ускорение, оценивается площадью OCEGKJ.
40

Таблица 2f
Промежуток i
В начале

Отрезок
ВО
АВ
АО
АО
0
0
0
Мощность
Мт»т
Mk^m
Mkvm
0
0
0
Мощности в процессе
времени
В

Отрезок
DT
CD
СТ
С
СТ
JT
CJ
конце
Мощность
мт«к
J m^m^k
Mk&k
0
Mk^k
Mw<*k
(Mk-
— Mw) X
трогания (фиг. 38
Обозначение мощности
Создано двигателем
Отдано

маховиком
Воспринято
маховиком
Подведено к
сцеплению
Преобразовано
в тепло
Воспринято ведомой
частью сцепления
Израсходовано на
сопротивление
трансмиссии и
сопротивление
движению
Затрачено на
ускорение автомобиля
в

Отрезок
DT
DE
ЕТ
—
ЕТ
JT
EJ
и 39)
Промежуток времени /^
начале
Мощность
Mmv>k
J тгь&к
(Мт-
у /А ,
0
(Мт —
— Jmzb)x
JwBb^k
В

Отрезок
FH
FG
GH
—
GH
КН
GK
конце
Мощность
Мтшт
(Мт —
/ V
J m *
^о т
(Мт-
Mw™m
JwBb(Dm
В табл. 2 даны ординаты мощности по их значению и по величине. Отсюда
получим равенства для работ:
Л, = 0,5(о)2т_а)|)Ут; (84)
Аь = 0,5о><
Л =
m
— m)(z-\-iz — i —
[{г + iz — i — т)
m]\
(85)
(86)
А
(\—m)(z + iz — i —
Af= -r, ч/'".'я-'ш ■ r
J (1 — m) (z + 'z — t — m)
iz — i —m) + m(z — 1)];
(87)
(88)'
(1 — m) (z + iz — i — m)
(89).
К. п. д. процесса трогания с места из этих равенств определится
отношением работы, воспринятой ведомой частью сцепления, к работе,
произведенной двигателем:
Af (z + iz — i —m) + mz —m
Am (z + i z — i — m) + z — m
Пределы ускорения
(90).
Можно произвольно увеличить ускорение на первом отрезке трогания tk.
путем увеличения момента сцепления Мк. Но это ограничивается окружными
усилиями на ведущих колесах. Из условия сцепления имеем
где Р — окружное усилие на ведущих колесах;
р- — коэффициент сцепления;
41

А — нормальное давление на ведущей оси;
PR — сопротивление качению колес, равное /G;
Рв — сила, создающая ускорение, равное mb = —Ь.
Величина ускорения
(91)
При учете наиблагоприятнейшей для ускорения передачи ср^, тах = тг +
-\-}/rm2r + ir (см. ниже), где тг = срт и ir = cp2t, требуемый для посту-
яательного ускорения момент сцепления (в отношении к моменту двигателя)
г= Г Мт :\° ;. (92)
О влиянии передаточных чисел коробки передач см. ниже.
Возможности повышения средней скорости при трогании с места
Специальное сцепление
Крутящий момент двигателя и сопротивления движению автомобиля
в данном случае остаются прежними. Таким образом, на процесс трогания
с места влияет лишь описываемая ниже последовательность работы. Двигатель
в нормальном случае
трогания за время tb выполняет
две функции: сообщает
ускорение автомобилю и
маховику, причем маховик вновь
получает отданную за
время tk энергию от двигателя.
Двигатель должен был бы
выполнять эти две функции
не одновременно, а так,
чтобы сначала ускорение
сообщалось только
автомобилю.
При этом получение
маховиком отданной энергии
задерживалось бы до
сообщения автомобилю скорости, отвечающей наивысшему числу оборотов
двигателя. Ускорение подключенного маховика может произойти при достижении
автомобилем наивысшей скорости, из-за чего общий отрезок пути, и вместе
с этим и средняя скорость трогания, уменьшаются. Для практического
осуществления этого процесса отключают маховик в точке сцепления К
(фиг. 40), давая ему свободный ход, в период, когда автомобиль получает
ускорение от двигателя, обороты которого доводятся до наивысших. Затем
маховик опять включается, причем момент специального сцепления
маховика Mkl точно соответствует разности между крутящим моментом Мт
и моментом сопротивления движению Mw. Тогда получим
Фиг. 40. Особый процесс трогания с места.
НО
42

что дает
Сумма времен
^ <°
°тах Mmf (у - m)
дает значение для нормального процесса трогания с места.
(93)
(94)
Основная ступень трансмиссии
Действие этой ступени" состоит в том, что при соответствующем выборе
передачи крутящим моментом двигателя и моментом механизма сцепления
может быть сообщено максимальное ускорение автомобилю. При трогании
с места число оборотов двигателя остается наивысшим и вместе с этим в тече-
Двигатель
Фиг. 41. Основная
ступень коробки передач.
Фиг. 42. Идеальный процесс
трогания с места.
ние вс^го процесса трогания сцепление проскальзывает и передает автомобилю
постоянный крутящий момент двигателя, сообщая ему наибольшее ускорение,
при полном использовании силы сцепления ведущих колес (фиг. 41). Для
этого допущения справедливо: Mk = Мт или z = 1. Момент предельного
ускорения также равен крутящему моменту двигателя минус момент сил
сопротивления движению, т. е.
Требуемая передача основной ступени
JO1 Illjr I
J f^w max
(95)
(96)
а время трогания для основной ступени
**= h maX "~« (97)
s ^w max ¥g
Заслуживает внимания, что при включении этой ступени не оказывают
влияния моменты инерции вращающихся масс двигателя, так как двигатель
сохраняет постоянное наивысшее число оборотов. Следовательно, эта ступень
увеличивает продолжительность предельного ускорения. Для этого требуется,
чтобы на основной ступени z = J7 а при последующем движении автомобиля
было больше единицы (см. выше). Следовательно, необходимы два различных
предварительных натяга пружин сцепления.
43

Идеальный процесс трогания с места
На фиг. 42 показан идеальный процесс трогания, который возникает
в начальной зоне 1 при полном использовании трения покоя ведущих колес
и в зоне 2 при наивысшей мощности двигателя. То обстоятельство, что для
его осуществления потребовалось бы непрерывно изменяющееся
передаточное число, делает его сейчас недостижимым. Однако идеальный процесс
может служить мерилом степени совершенства практических процессов
трогания с места.
Для зоны 2 справедливо выражение
LB = Lm-LR, (98)
где LB — мощность, затрачиваемая на ускорение; LB = JfBi(Op
Lm — мощность двигателя; Lm = Mmcomax;
LR — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления
движению; LR = Mru)f.
Тогда
АЛ АЛ
(99)
У/со/
Jf
Влияние числа ступеней и времени переключения передач на процесс трогания
с места
Можно было бы приблизиться к идеальному процессу путем увеличения
числа ступеней в коробке передач, если бы с этим не было связано сложение
времени переключений, которые сводят это преимущество на нет. Таким
образом, в зависимости от величины времени переключения получается
оптимальное число ступеней. О зависимостях чисел ступеней коробки передач
см. ниже.
МЕХАНИКА ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
Простой дифференциал
Ведущие колеса имеют различное число оборотов как при езде по кривой,
так и вследствие неравенства радиусов качения колес, в частности, при
различном сцеплении с дорогой. Главная задача дифференциального
механизма — обеспечить различие чисел оборотов
ведущих колес при почти равных крутящих
моментах на них.
На фиг. 43 схематически, кругами
делительных окружностей изображен простой
дифференциал, состоящий из конических
шестерен. Привод не изображен, но показан
сателлит с приложенной к его оси тяговой
силой Р. Здесь же изображены действующие
на полуосевые шестерни силы Qi и Q2-
Передаваемые ведущим колесам крутящие
моменты уравновешиваются
сопротивлениями движению, которые заменены грузами,
подвешенными на рычагах. Взаимосвязь
скоростей движения шестерен для привода
без работы дифференциала в случае равенства
скоростей сателлитдв с обеих сторон
показана внизу слева и справа — для работы
дифференциала без привода (шестеренчатая
передача), при котором сателлиты и обе полуоси вращаются около
неподвижной оси с одинаковой по величине, но противоположной по
направлению скоростью. Действительные скорости движения складываются из
скоростей в этих двух случаях. В диаграмме скоростей (фиг. 44, в сере-
44
Фиг. 43. Схема сил и скоростей
дифференциала.

дине) при данной скорости движения vm, которая нанесена в середине
между осями скоростей, могут получиться всевозможные скорости обеих
сил сопротивления. Для этого надо провести через конечную точку
вектора vm прямую,
пересечения которой с осями сил
сопротивления и дадут
соответствующие скорости.
Из схемы на фиг. 44, б
получим, что на стороне
большей силы (нагрузки)
имеем меньшую скорость.
Диаграмма сил (фиг. 45)
показывает возможные
случаи их распределения
при сохраняющемся
тяговом усилии Р.
Горизонтальная линия
действительна для случая
работы дифференциала без
трения. Между двумя
наклонными линиями трения
лежит область изменения фиг- 44- с„илы и скорости, приложенные к выравни-
р, р р
вающей шестерне дифференциальной передачи:
а — без трения; б — с трением.
тяговых усилий, когда
дифференциал не работает,
так как только при
достижении разности между обоими тяговыми усилиями полной величины
трения может начаться работа дифференциала. При равенстве чисел
р j о
оборотов обеих полуосей их тяговые усилия колеблются между —^—
P — R
Р -
-а—
02
R
на величину свыше -у, переносимую полуосью одной стороны;
другая полуось передаст силу, мень-
R _.
шую чем ~y . При неравенстве чисел
оборотов полуосей, напротив, имеется
только одна возможность: более быстро
вращающаяся полуось передает усилие
Р — R
—2— > а полуось, вращающаяся мед-
р | р
леннее, передает усилие —-^—.
Можно записать выражения:
t\ + v2 = 2vm;
7, f 1 __ оп
т. е.
Фиг. 45. Область возможного
распределения сил при постоянном приводе.
Va
поэтому
P+R
P-R
M2
К. п. д. дифференциального привода (фиг. 46):
(100)
(101)
(102)
Примем следующие обозначения:
s — ширина колеи;
45

(uk — угловая скорость автомобиля, относительно оси вращения или
около центра поворота;
р — радиус поворота до середины автомобиля;
cv С2 — радиус качения правой и левой шины;
vi* V2 — скорость движения обоих колес на повороте относительно дороги;
<*>ь <*>2 — угловые скорости колес.
В зависимости от того, лежит ли снаружи колесо / или 2, получим
V2 =
со, =
Ч
0,9
0#
0,7
0,6
0,3
0,2
0,1
0,9
1
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 Уа
И 0)2 =
Тогда отношение
(103)
±А1_ (Ю4)
vm ~~ 2р (с2 + сг) ± s (с2 — сг) ' У }
°>2 причем знак «+» берут, если колесо /
о,з расположено снаружи кривой, и «—»,
#4 если колесо 2 находится на кривой
большего радиуса.
' Если обе шины имеют равный
°fi действительный радиус качения, т. е.
0,7 сх = съ то для движения по кривой
' получим
- * (105)
Для езды по прямой, когда р = оо,
при неравных радиусах качения
получим
Фиг. 46. Номограмма для определения
к. п. д. привода при работе
дифференциала.
Чтобы иметь представление о нормальном порядке отношения va vm, были выбраны
из каталогов предельные значения радиусов шин различных типов для равных ободов,
например, 330 и 341 мм. Если принять, что обе шины будут катиться на одной оси и малая
шина после износа будет иметь радиус только 320 мм, то получим наибольшее значение
отношения, которое в нормальных условиях будет встречаться редко:
va ' vm = (341 — 320) : (341 + 320) = 0,032, или 3,2 %.
Для поворота на уличном перекрестке с малым радиусом р = 6,5 м при ширине колеи
v 13
1,3 м отношение —— = о ' = 0,1, или 10%.
Vm Z-D,0
Для кривой радиуса р = 65 м и данной разности радиусов шин получим отношение
Va : Vm = 4,2%. К. п. д. дифференциала для отношений —- от 0 до 10% (соответственно
равных 0—0,1) согласно фиг. 46 для различных потерь на трения к. п. д. будет не ниже 90%.
Сцепление ведущих колес с дорогой меняется как с изменением
коэффициента сцепления, так и с изменением силы давления, причем эти изменения
происходят не всегда равномерно на обоих ведущих колесах, например,
когда одно колесо находится на сухом, шероховатом участке дороги, а другое
катится по мокрой или обледенелой дороге. Если крутящий момент с одной
стороны будет равным нулю, то на другой стороне может развиться тяговая
сила соответственно трению в дифференциале. Если колесо, лишенное
сцепления с опорной поверхностью, получает ускорение и тем самым
воспринимает крутящий момент для преодоления инерции своей массы, то и на
другое ведущее колесо, имеющее сцепление, может быть передан этот момент
дополнительно к моменту трения. Для простого дифференциала, в целях
достижения высокого к. п. д. привода, нужно стремиться к наименьшим
46

потерям на трение, для случая одного буксующего колеса, в дифференциале
наоборот, желательно большое трение и сохранение наибольшей возможности
передачи тягового усилия на второе колесо. Для этого можно простой
дифференциал снабдить дополнительным устройством (блокировка
дифференциала), позволяющим водителю при одностороннем буксовании жестко
соединить полуоси. Это устройство имеет тот недостаток, что водителю нужна
дополнительно обслуживать механизм блокировки и работа дифференциала
в обычных условиях движения зависит от выключения блокировки, так как
иначе при пониженном к. п. д. получится большой износ шин.
При блокировке различные скорости ведущих колес относительно дороги
обеспечиваются повышенным проскальзыванием шин. Поэтому стремятся
сделать блокировку автоматически действующей. Под блокировкой в общем
случае нужно понимать не только механизм для жесткого соединения обеих
полуосей, но и всякое другое устройство, допускающее передачу различных
моментов на оба ведущих колеса, например, более сильное трение,
противодействующее выравниванию моментов, или передачу 1 : 1 между полуосями.
Включение этих устройств может осуществляться в зависимости от числа
оборотов сателлита или от относительного вращения полуосей. При простом
дифференциале число оборотов сателлитов равно от 0 до 50 в минуту при
буксовании одного колеса со скоростью 500 об/мин и более. Эти средства для
блокировки можно заставить действовать и длительно, но тогда придется
считаться с несколько пониженным к. п. д. и с неравным распределением
момента привода (червячный дифференциал). Так как отношение скоростей
вращения сателлитов к скорости привода (va:vm) обычно мало, то скорее
можно примириться со снижением к. п. д., чем с неравномерным
распределением момента, которое на практике может быть очень неприятным.
Нагруженное большим моментом колесо легче переходит границы сцепления^
из-за чего опять происходит смещение большего крутящего момента на другое
ведущее колесо.
Может наступить импульсное распределение нагрузки с меняющимся
буксованием обоих ведущих колес, что, естественно, вызывает значительную»
опасность заноса.
Шестеренчатый дифференциал может быть с коническими,
цилиндрическими или червячными шестернями. Последний случай соответствует
дифференциалу повышенного трения с указанными недостатками.
Эксплуатационные графики крутящих моментов
На фиг. 47 изображены графики крутящих моментов на ведущих колесах
для основных типов дифференциалов. Координаты определяют крутящие
моменты обоих ведущих колес, так что каждой точке диаграммы соответствуют
два крутящих момента, сумма которых равна моменту привода. Это
изображается линиями постоянного момента привода, т. е. постоянной суммы
соответствующих крутящих моментов ведущих колес. Эти линии представляют
две параллельные прямые под углом 45°, точка пересечения которых с
координатами определяет величину момента привода. Для простого
дифференциала вместо крутящих моментов можно в диаграмме изобразить силы,
приложенные к равным плечам рычагов (на фиг. 47, г линия Р = const).
На фиг. 47, а представлен график изменения крутящих моментов на
ведущих колесах для постоянного момента трения дифференциала. Максимальная
разница в моментах ограничивается двумя параллельными линиями, рас-
положенныхми под углом 45° к осям координат.
В таком же соответствии будут распределяться и окружные усилия,
на колесах автомобиля.
Фиг. 49, в изображает график тяговых усилий для дифференциала с
изменением сил трения в зависимости от квадрата скорости, т. е. R — xv\.
Прямые, параллельные нулевому лучу под углом 45°, например в нижней-
части диаграммы с обозначениями vali, va2U vaU, vaa, справедливы дляы
47

-забегающего колеса 1 и расположены одна от другой на равном интервале va.
Так как влияние va на трение растет пропорционально квадрату va, то
расстояние до линии va = 0 также растет квадратично. Перпендикулярно
к параллельным линиям va проведены параллельные линии Р, которые
■Фиг. 47.Графики крутящих моментов на ведущих колесах для основных типов дифференциалов:
а — с постоянным трением; б — с трением, пропорциональным моменту привода; в — с трением,
возрастающим пропорционально квадрату скорости; г — с комбинированным трением соответственно
случаям а и б: д — с отсутствием трения при различном передаточном отношении между полуосями;
е — при симметричной передаче (соответственно фиг. 48), ж — с периодически изменяющимся
передаточным отношением; з — с передаточным отношением, не равным единице, и суммированным трением.
соответствуют определенному постоянному тяговому усилию. Примем,
например, что тяговое усилие равно Рв и что автомобиль должен тронуться,
когда колесо 2 свободно висит над канавой, следовательно, Q2 = 0. Сначала
при включении сцепления получит ускорение свободное колесо 2. Из-за
возрастания выравнивающей скорости будет расти трение, пока оно не
достигнет при значении, несколько большем чем значение va^, величины Р3,
48

тогда Qi = Р3- Этот крутящий момент может быть перенесен на колесо /,
и автомобиль, фактически ведомый одним колесом, тронется с места.
На фиг. 47, а и г этому случаю соответствует постоянный момент трения или,
точнее, постоянная его часть, которая может быть использована; на фиг. 47, б
она равна нулю.
До сих пор речь шла о шестеренчатых дифференциалах, т. е. таких,
которые имеют зубчатую передачу с передаточным числом 1 : — 1, т. е.
при неподвижном приводе оба ведущих колеса могут вращаться с равной,
но противоположно направленной скоростью.
Графики крутящих моментов дифференциалов с передаточным числом,
отклоняющимся от единицы, изображены на фиг, 47, д и з.
Характеристика моментов на фиг. 47, д
для различных передаточных отношений в
дифференциале в виде лучей, выходящих из начала
координат, справедлива для скорости va = О,
а для дифференциала без трения и для иаф0.
По сравнению с простым дифференциалом
этот механизм не дает преимуществ, так как
оба крутящих момента превращаются в нуль
одновременно.
Фиг. 47, з соответствует случаю двух
симметричных передач, отклоняющихся от
передаточного числа, равного единице в
противоположном направлении, и работающих со
свободным ходом (фиг. 48). При одинаковом числе
оборотов полуосей крутящие моменты,
передаваемые им, равны, а при работе дифференциала
распределение моментов происходит по линии,
соответствующей va. Необходимо также
отметить группу дифференциалов с колеблющимся
около среднего значения передаточным отношением. К этой группе
принадлежат дифференциалы с выравнивающими шестернями,
расположенными эксцентрично на рычагах или кулисных сухарях; дифференциалы
со специальным зубчатым зацеплением, у которых передаточное число
изменяется в определенных пределах в течение времени вступления зуба в контакт
(пульсирующий дифференциал); часть дифференциалов с криволинейным
приводом, работающих с радиально колеблющимися кулачками (кулачковые
дифференциалы). При неработающем дифференциале передача в данных
случаях равна единице, или Мх = М2. При работающем дифференциале
передаточное отношение отклоняется в обе стороны от единицы, при этом
водило поворачивается в зависимости от направления относительного
вращения, вызванного трением.
Несимметричный дифференциал
На фиг. 49 изображен схематически в разрезе типовой несимметричный
дифференциал, где отдельные размеры обозначены теми же буквами, что
и на схеме, заменяющей дифференциальный механизм (фиг. 50). Имеем
передаточные отношения:
Фиг. 48. Схема дифференциала
с двумя равными и
противоположно направленными
передачами и механизмами свободного
хода.
Ьг
■<Pi<V, <ot = ve — <
(107)
Бюссиен
49

Второй индекс при моменте трения MR указывает, к какой шестерне
относится момент; следовательно, MRa относится к сателлиту и MRb —
к пол у осевой шестерне, тогда:
л = Ме
М
1
,. I' .. + MRt,->
(108)
(109)
(ПО)
Фиг. 49 Разрез несимметричного
дифференциала (схематический).
Фиг. 50. Схема, заменяющая
механизм несимметричного
дифференциала.
Несимметричный дифференциал применяется тогда, когда оси должны
быть приведены во вращение различными крутящими моментами вследствие
различных нормальных давлений, чтобы полностью использовать это давление
для силы сцепления с дорогой; так, например, при приводе на четыре колеса
применяется несимметричный дифференциал между передним и задним
ведущими колесами (см. выше).
ПРОСТЫЕ КОНТРОЛЬНЫЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Проверка тахометра
Тахометр проверяют измерением секундомером времени t в секундах
для прохождения 1 км пути по километровым столбам; тогда действительная
скорость движения
у = _^ км/час.
Проверка мощности двигателя
Мощность двигателя измеряют путем опытных заездов с секундомером
и протарированным тахометром. Определяется средняя мощность для области
скоростей от Vi до V2 следующим образом.
1 При разгоне на полной мощности за время tx в секундах при повышении
скорости, измеренной тахометром от V\ до V2> будем иметь
3,6*!
м/сек" и
NB1 = т9
270
Л. С.9
50

где Vm = ~y (V^ + V2) — средняя скорость интервала, для которой
найдена средняя мощность.
2. На том же отрезке мерного участка при постоянном направлении
движения и максимальной скорости выключить сцепление и засечь время
движения выбегом.
Тогда будем иметь
^2—^1 2
= т'
270
л. с.
3. Из этих измерений получим мощность двигателя.
Так как NB1 = Nв и NB2 = NR + Ns + NL> то по выражению (1)
получим
Ne = NG + NB2
ИЛИ
откуда
h)
270.^
(111)
'Важность регулярной проверки
мощности поясняет фиг. 51, на которой нанесены
мощность и расход топлива двигателя
легкового автомобиля во время стандартного
30-дневного пробега. Из фиг. 51 видно,
что при перебоях в работе двигателя не
только снижается мощность (т. е.
увеличивается время пробега), но для сниженной
мощности двигателя растет расход топлива.
ВЛИЯНИЕ СОСТОЯНИЯ ВСАСЫВАЕМОГО
ВОЗДУХА НА МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
Максимальная мощность
двигателей внутреннего сгорания зависит
от участвующей в сгорании массы
воздуха.
Вес всасываемого за ход поршня
воздуха зависит от давления,
температуры и влажности воздуха,
вследствие чего индикаторная мощность
изменится соответственно следующим
равенствам:
л. с г/л. см.
20 22 300 320 3W 360
км
О
10000
20000-
30000-
Фиг. 51. Мощность, расход топлива и виды
ремонта двигателя автомобиля PKW при
стандартном 30-дневном пробеге на Нюрбург-
ском кольце (при скорости V = 50 км/час):
I — проверено зажигание; // — отрегулирован
клапан; /// — сменен жиклер; IV — проверена
свеча зажигания; V — отрегулирован клапан;
VI — проверен карбюратор; VII — осмотрен
клапан; VIII — проверен толкатель выпускного
клапана.
Nn = Nt
Nl2 = Л/Пх;
— Pd\
+ 273
+273
(112)
где b — показания барометра в мм рт. ст.;
pd — парциальное давление водяных паров в мм рт. ст. (по фиг. 52);
t — температура всасываемого воздуха в °С; Т = t + 273° абс.
4* 51

Индикаторная мощность изменяется с изменением фактора х. Если нужно
определить эффективную мощность Nе1 а механический к. п. д. г\т определен
для мощности Л\, то измененная
эффективная мощность
А/ =# jn™_±izi!. (ИЗ)
Ра ммрт.ст.
во
60
20
t
/
А
//.
щ
¥
/
/
у
/
^—
—
у
у
у
V
„. —■
1i
,» ■—
и —
О
20
75
Фиг, 52 Парциальное давление рд
пара в зависимости от относительной
влажнисти воздуха в % для
различной температуры t.
Ре
ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЬНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Стационарные двигатели в
эксплуатации имеют постоянное число оборотов.
Числа оборотов автомобильного двигателя
изменяются в широких пределах, причем
для каждого числа оборотов нагрузка
может быть различна. Поэтому
недостаточно дать график расхода топлива для
одного числа оборотов, а нужно
охватить характеристикой всю область
работы двигателя так, 'чтобы для каждого
рабочего режима двигателя были изучены
и определены нагрузка, число оборотов,
расход топлива и т. д.
Этим требованиям не отвечал ни один из применявшихся ранее графиков.
В характеристиках координатами служат основные определяющие величины:
среднее эффективное давление ре и число
оборотов п
В этом случае вся область работы
двигателя изображается как площадь: полезная
работа двигателя в положительном
направлении и тормозящая работа — в
отрицательном (фиг 53). В пределах этой площади
наносятся все величины, которые могут
представить интерес, например: расход
топлива (Ье — в г! л. с. ч.; Ве — в кг/час\
Р — в г/м3), мощность (гиперболы Nе — в
л с, Ni — в л. с./л) и в случае надобности
еще температура отработавших газов,
давление продувки, всасываемые массы
воздуха, объемный к. п. д. и др., как линии
постоянных значений (линии равного
уровня), что показано на фиг. 54.
Для изображения характеристик
двигателя целесообразно применить графики,
указанные в табл. 3.
Фиг. 53. Область работы
автомобильного двигателя:
/ — полная нагрузка; 2 — pg при
работе регулятора; 3 —• холостой ход;
4 - дроссельная заслонка закрыта
(без зажигания), 5 — дроссельная
заслонка открыта (без зажигания);
6 — торможение двигателем.
Таблица 3

График
/
11
Ш
Ордината
ре кг/см*
ре кг/см*
Мр кем
Абсцисса
п об/мин
ст м/сек
п об/мин
Уравнение параметра
Ne РеП п г In
VH 222T Л' C'lA
Ne _ Р^т /д %
F 0J5T Л' C'/dM
52

500
1000
1500 п од/мин
Фиг. 54. Характеристика автомобильного
дизеля (см. также фиг. 74).
Двухтактный двигатепь
Ре П1° 20 30 *° 5J 60 70 80 90 т
кг/см2
1000
2000 3000 Ц000 под/мин
Фиг. 55. График гипербол равной
эффективной литровой мощности для
нанесения характеристик автомобильных двух
гактных двигателей.
Четырехтактный Четырехтактный двигатель
15 10 8 6 U 2 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 Ne
О 20 40 60 80 100 Ими
Фиг. 56. Совмещенный график.

В таблице обозначены [см. формулы (4)]:
ст —средняя скорость поршня в м/сек; ст = 3QqQQ;
Н — ход поршня в мм;
F — площадь плоского дна поршня в дм2; F — >KZ
40 000'
В — диаметр цилиндра в мм;
z — число цилиндров.
Фиг. 54 и 55 соответствуют графику /; графики // и /// с учетом
двусторонней зависимости представлены на фиг. 56.
С помощью этих характеристик дается не только учебный метод анализа
работы двигателя, но и не зависимые от размеров двигателей параметры
при их сравнении. Для вычерчивания совмещенного графика целесообразно
применять указанные ранее графики с нанесенными гиперболами мощности,
как, например, показано на фиг. 55, номограммы которой могут быть
использованы для расчета, так как эти графики одинаковы для всех двигателей.
В данном случае нанесены величины ре% п, -^-.
ТЯГОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЕЙ
Общие положения
Если условия, которые берутся в основу изображения характеристик
автомобилей, те же, что и для характеристик двигателя, то все же нужно
считаться с одним коренным различием, а именно, что мощность двигателей
изображается без рассмотрения вопроса о том, как эти мощности
распределяются.
Иначе подходят к характеристике автомобиля. В этом случае мощность
двигателя используется для преодоления сопротивлений движению или,
другими словами, мощность двигателя и мощность для преодоления
сопротивлений движению находятся в равновесии. Следовательно, вопрос касается
изображения некоторого равновесного состояния, для которого, однако,
ни одна из уравновешивающихся сторон не дана, как постоянная, в отношении
определяющих величин.
Это значит, что двигатель может развить требуемую мощность при
большом числе оборотов и небольшой нагрузке или при меньшем числе оборотов
и большей нагрузке* с другой стороны, мощность, необходимая для
преодоления сопротивлений движению, произвольно зависит от скоростей движения
и сил сопротивления и, кроме того, сопротивления движению могут
распределяться по-разному. Одно и то же сопротивление движению может быть
на хорошем шоссе при подъеме или ускорении или на плохом ровном шоссе
при равномерном движении. Это многообразие влияющих причин, не
зависящих одна от другой, привело к тому, что на прежних характеристиках
некоторые величины всегда принимались за постоянные, что очень снижало
возможность сравнения характеристик. Этот недостаток устранен в
нормальной диаграмме движения, на которой раздельно показаны уравновешивающие
величины в зависимости от определяющих величин. Но для этого удобнее
не распределять мощность двигателя на отдельные мощности сопротивлений
движению, а сгруппировать мощности, зависящие от автомобиля, и мощности,
зависящие от дороги. По уравнению (3) мощностной баланс дан в следующем
виде:
N,-NQ-NR-NL-N8-NB = 0.
В этом состоянии равнозесия ничего не изменится, если вместо мощностей
270
подставить силы, действующие при скорости движения V. Сила Р = N -у*
Тогда
pt-Wa-Wg-WL-Ws-WB = 0.
.54

Из этих сил тяговое усилие Ре,
сила сопротивления трансмиссии WG
и сила сопротивления воздуха WL
зависят только от автомобиля и
скорости его движения. Между тем
силы сопротивления качению колес
WR, подъему Ws и разгону WB
зависят от покрытия дороги и
способа вождения, но не зависят от
скорости движения. В этом случае
силы, объединенные в группы и
приложенные в направлении
продольной оси автомобиля, дадут
следующее условие равновесия:
= w + W + W (114)
Это значит, что после
преодоления сопротивлений, обусловленных
автомобилем, остается «свободное
тяговое усилие» Рр которое должно
перекрыть сопротивления правой
части равенства, обусловленные
дорогой и режимом движения. Если
избрать исходной величиной для
удельного тягового усилия и
сопротивлений движению вес Gv
полностью нагруженной машины,
соответствующий полностью
использованной номинальной
грузоподъемности, то получим однозначный,
применимый для всех автомобилей
масштаб (фиг. 57).
Этот метод имеет то преимущество,
что для правой части равенства (114)
можно объединить удельные
сопротивления качению и подъему, взятые
по весовым соотношениям в одной
диаграмме, действительной для всех
автомобилей.
Равномерное движение
Из уравнения удельного тягового
усилия p'f = p'r + p's + ръ
подстановкой равенств (20), (7) и (11) для
равномерной скорости движения, т. е.
для ръ = 0, получим выражение
Pf =
(115)
где
величина, для которой дано
графическое изображение на фиг. 58.
рк-160п/100км
Фиг. 57. Нормальная диаграмма
движения автомобиля грузоподъемностью
2,5 т (I — IV — соответствующие
передачи в коробке передач):
/ — полная нагрузка; 2 — холостдй ход;
3 — холостой ход без зажигания; 4 —
торможение двигателем.
S5

Кроме того, для каждого автомобиля нужно нанести на график
удельное свободное тяговое усилие p'f из левой части уравнения (114), в
зависимости от включенной передачи и скорости движения:
Pf — Ре — Pg — Pl>
откуда после подстановок из равенств (20), (4), (5) и (8) получим ]
270Ne 270NQn n cFV2
Pf =
GVV
GvVn
207Gv •
(116)
, L since
Фиг. 58. Схема определения
численных значений по
выражению (115) для фиг. 59.
Эти значения pf наносятся для каждой передачи и всех чисел оборотов
двигателя [см. выражение (19)] для полной нагрузки и, кроме того, для
определенных значений расходов топлива $k на
100 км пути [см. равенство (21)]. Так
получается нормальная диаграмма движения,
пример которой дан на фиг. 57. Эти диаграммы
сравнимы для всех автомобилей, так как они
отражают специфику тяговой динамики
автомобиля. Ординаты диаграммы изображают
соответственно левой части уравнения
тягового баланса (114) удельное свободное тяговое
усилие в килограммах на килограмм веса
автомобиля. Правая сторона, т. е. удельные
сопротивления движению для равномерной
скорости движения, как описано выше,
составлена в одном масштабе соответственно
выражению (115) и фиг. 58. Полное изображение,
называемое таблицей определения численных
значений, дано на фиг. 59, справа.
При расположении таблицы рядом с диаграммой движения, как показано
на фиг. 59, можно непосредственно определить для данных дорожных
условий и веса автомобиля линию движения х — х для равномерной скорости
движения как линию, параллельную абсциссе на найденном расстоянии р\ ==
= pr + ps- По этой линии можно определить для данного автомобиля на
определенной дороге все возможные скорости, расход топлива и включенную
передачу в коробке, откуда могут быть сделаны важные выводы по
экономичности разных режимов движения.
Пример. Если полностью нагруженный автомобиль (фиг. 57) движется по хорошему
и горизонтальному участку шоссе, то по выражению (115) получим р^ = 1 (0,02 + 0) = 0,02.
Это значит, что линия на расстоянии 0,02 или 2%, согласно диаграмме движения (фиг. 57),
в данном случае изображает линию движения, в любой точке которой могут быть отсчитаны
скорость и расход топлива. Например, в точке Л при скорости 25 км/час расходуется 17,8 л
оензина на 100 км пути и в точке В при наивысшей скорости 58 км/час расходуется 21 л
на 100 км.
В значении скорости уже заключается величина, обратная времени, потребному для
прохождения 100 км пути. Таким образом, при скорости 25 км/час для прохождения
100 км пути потребуется 100 : 25 = 4 часа, а при скорости 58 км/час потребуется
100 ■ 58 = 1,73 часа, или 1 ч. 44 м.
Водитель автомобиля должен решить, выбрать ли метод вождения (точка Л), при котором
100 км пути он пройдет за 4 часа, израсходовав 17,6 л бензина, или метод (точка В), при
котором он пройдет этот же путь за 1 ч. 44 м., израсходовав 21,0 л бензина Он должен
определить, важнее ли разница в расходе топлива, составляющая 3,4 л, или во времени,
1 В нашей автомобильной литературе удельное свободное тяговое усилие
Pe-WQ-WL
cv
называется «динамическим фактором автомобиля» D% —
a
Прим. ред.

равная 2,27 часа, т. е. решить, готов ли он израсходовать лишние 3,4 : 2,27 =1,51 л
бензина за каждый час выигрыша времени. Следует отметить, что для точки А можно
использовать и третью скорость; при этом расход топлива на 100 км составит 26 л бензина, так что»
Фиг. 59. Нормальная диаграмма движения автомобиля с таблицей
определения численных значений.
для рассматриваемого по фиг. 57 автомобиля всегда выгодно двигаться на наивысшей
возможной передаче, в чем можно убедиться сравнением расходов топлива на любой другой^
возможной передаче при данной скорости движения.
Неустановившееся движение
Для неустановившегося движения, т. е. при возрастающей или падающей
скорости движения, применяют другую таблицу для определения численных
значений, обоснование которой поясняется ниже. Для определения отдельных-
параметров движения при планировании перевозок, т. е. при
предварительном определении времени пробега и расхода топлива на определенных
отрезках пути, целесообразно для каждого периода разгона сразу определять
время и путь разгона. Указанные измерители необходимо учесть в первую
очередь при составлении графика движения. Из нормальной диаграммы
движения свободное удельное тяговое усилие, которое вызывает ускорение,
выражается через углы аире помощью следующих соотношений,
соответствующих фиг. 60 и выражениям (12) и (13):
р
Gv
m'b
vGv
m'b
~ Gv
m'
Gv
bv
m'
и •
(117)
57

Если, как на фиг. 60, провести прямую А, параллельную оси абсцисс
ада расстоянии —%- Аи, то свободные стороны углов аир отсекут на этой
^параллели отрезки А/ и As, так как они (см. штриховые линии) соответствуют
^выражениям (117)
Фиг. 60. Схема определения
численных значений диаграммы для
ускорений соответственно
выражениям (117).
Фиг. 61. Схема таблицы для
определения численных значений
соответственно выражению (118).
Avb
В масштабе А можно, следовательно, отсчитать требуемые для изменения
скорости Аи путь As и время А/, если этот масштаб проведен на расстоянии
от оси абсцисс. Определение этого отрезка -^— Av целесообразно также
G
произвести по особой диаграмме. По равенству (13) имеем т' — —— (т +
g
~t~ е<До)' в результате чего
отрезок
-g-Au = ^(T + BoTo). (118)
Графическое определение этого
отрезка показано на фиг. 61.
В последующих
геометрических построениях для упрощения
отдельные отрезки обозначены
выражениями и размерностями,
их изображающими, тогда как
собственно величины этих
отрезков получатся только при
умножении изображаемых выражений
на масштабный коэффициент.
Последний дает для единицы
размерности соответствующего
выражения число миллиметров,
•соответствующих единице размерности. На фиг. 62 дано графическое
изображение с частными масштабами а, 6, с, d для фиг. 60 и 61.
Для некоторых размерностей масштабные коэффициенты получаются
как произведения нескольких частных коэффициентов. Читатель может
-легко установить, как влияют отдельные изменения масштабов на эти
масштабные коэффициенты.
Например, для указанных на фиг. 62 значений а, Ь, си d получим
следующие практические масштабные величины:
Параметр Масштаб Параметр Масштаб
v 1 м/сек = 72 мм As 1 м = 10 мм
V 1 км/час = 2 мм Д/ 1 сек. = Шмм
1 1 ab = 72 мм р' 1% = 10 мм
d=W00 у -произвольно
-Фиг. 62. Совмещенная схема для фиг. 60 и 61
с общими масштабами.

При Да = -^- м/сек или AF = 5 км/час для т = 1 выражение — cd =
= 196,64 лш, а'для т = 1,0171 это же выражение соответствует 200 иш,
т. е. 1% ^2 лш. Коэффициенты а, Ь, с, d дают возможность построить
нормальную диаграмму движения и таблицу определения значений
сопротивлений дороги для практически применяемых величин. Такое построение
показано на фиг. 63.
Фиг, 63. Нормальная диаграмма
легкового автомобиля с
таблицей определения численных
значений.
о
20
М км/час
Чтобы при надобности можно было определить и абсолютные значения
ускорений, нужно воспользоваться равенствами (12) и (13):
-' РВ т'Ь Ь ■ f e0U
U
следовательно,
Ь =
Рь
— (К + ео4о)
(119)
Упрощенный метод определения численных значений
Так как во многих случаях высокая точность расчета движения не нужна,
достаточно определить параметры движения при полном использовании
грузоподъемности. Для этого рекомендуется простой метод с применением
накладного шаблона. Этот способ дает точные отсчеты для случая G' = Gv
59

или 7 = 1 и Для принятого среднего значения для е0. Вывод получится
из фиг. 64, по которому tg т = —; , где величины (Ь) и (d) характери-
Pb{d)
зуют масштабные коэффициенты.
Отсюда имеем
2m'
Mil
2т'Ь
р/
ДУМ /
ГЦ
/
\ Pr+Pi
V"
Фиг. 64. Схема для
упрощенного определения численных
значений разгона
соответственно выражению (120).
и при
получим
= g =
К + 6oKo
2(1
-(±).
е) \ rf У
(120)
Это значит, что каждому углу т
соответствует постоянное время А/. Если, например,
принять А/ = 3,6 сек. и е0 = 0,09 для То = 1»
то получим соответствующий угол:
9,81.3,6-7,2
2.1,09-1000
= 0,1166 и т=6°39'10". (121)
Далее известно, что As = vm А/, и так как А^ принято постоянным,
то As пропорционально vm. Масштаб As получится из выражений:
Следовательно, при этом методе нет надобности иметь специальный
масштаб As; отрезки пути As можно отсчитывать в метрах, по значениям
средней скорости Vm интервала. На этом основано применение накладного
шаблона. После того как учтены состояние дороги и уклон соответствующим
сдвигом абсциссы, шаблон накладываюттаким образом, чтобы вершина угла т
лежала на кривой pf9 по которой совершается разгон автомобиля; левая
сторона левого угла т в исходной для данного разгона скорости V\ проходит
через действительную для данного случая точку рь = 0 на абсциссе х — х.
На правой стороне правого угла т можно отсчитать скорость V2 конца первой
ступени А1Л В точке пересечения кривой с вертикальной средней линией
между обоими углами т на масштабе V можно отсчитать соответствующий
путь As, пройденный за время А/, определяемое углом т. Затем снова
накладывают шаблон так, чтобы конечная скорость первого интервала разгона
стала исходной для второго интервала и т. д. (фиг. 65), причем вершину х
все время накладывают на кривую pf, по которой должен быть произведен
разгон. Для приведенных выше условий легко отсчитать и абсолютную
величину ускорения, так как рь пропорционально Ь, а
9,81
(123)
откуда получаем масштаб для ускорения
9» 10
0
] см =
м/секг или 11,111 см^\ м1сек2*
60

Эгот масштаб, нанесенный на средней линии клина т от вершины, дает
в сечении ръ = 0 с абсциссой х — х значение ускорения в м/сек2.
Для определения замедлений поступают аналогично с той только разницей,
что шаблон накладывают на линию свободного удельного тягового усилия
вершиной книзу.
Для примера ниже даны отдельные отсчеты:
1
2
3
4
5
6
V х в км/час
34
40,6
46,4
51,4
56
59,6
V г в км/час
40,6
46,4
51,4
56
59,6
62,6
v т ■ л
37,3
42,3
48,9
53,7
57 8
61,1
Фиг. 65. Пример применения накладного шаблона
дли определения времен, путей, скоростей и
ускорений при разгоне автомобиля
Таким образом, начальная скорость разгона равна 34 км/час, конечная —
62,6 км/час; при этом был пройден путь 301,7 м. При данном масштабе Д/ =
= 6-3,6 = 21,6 сек.
Первое положение шаблона справедливо для разгона от 34 до 40,6 км/час,
для чего требуется 3,6 сек. и 37,3 м пути, при этом среднее ускорение будет
0,5 м/сек'2.
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Передаточные числа оценивают в отношении:
1) равномерности изменения тягового усилия;
2) наименьшего расхода топлива;
3) наибольшего ускорения.
Передаточные числа коробки передач и равномерное изменение
тягового усилия
Предъявляемые требования и оценка
Чтобы правильно оценить совместную работу агрегата двигатель —
коробки передач, будем исходить из простейшего и идеального случая,
Предположим, что двигатель, работающий с постоянным числом оборотов (что
характерно для стационарных установок), связан с бесступенчатой коробкой
в!

а)
I
iff
к
1
PfA
n
Ш
к
1
III
Ре
5)
\\
(4
/
У
Pe
1
/—5
Ш
ITT
1.
8) v
1.
v
9)
e)
передач (фиг. 66, а и б). Этот механизм целесообразно назвать коробкой
передач с бесконечно большим числом ступеней. На фиг. 66, б не учтено
сопротивление воздуха, поэтому при постоянной мощности удельное тяговое
усилие меняется по закону гиперболы. При таком теоретическом
предположении агрегат двигатель — коробка передач автоматически
приспосабливается к любой нагрузке, т. е. дает малое тяговое усилие при высокой скорости
движения и большое — при малых скоростях, так что всегда имеется
возможность для каждого требуемого тягового усилия (при использовании
наивысшей мощности двигателя) ездить с максимальной возможной
скоростью движения. Однако коробки
рл ^/| j рл i передач обычно имеют несколько
ступеней. Если указанный выше
двигатель с постоянным числом
оборотов работает со ступенчатой
коробкой передач, то нормальная
pf\ j IllllllllHtlltntt*^ I \^ диаграмма движения соответствует
фиг. 66, в (цифрами / — IV
обозначены соответствующие передачи).
Если же в области возможных
скоростей движения обеспечить
равновесное состояние движения
при равномерной скорости, то
нужно заполнить просветы в
диаграмме соответственно путем
перекрытия ступеней в коробке
передач и использования
двигателя при изменяющихся числах
оборотов. Если при этом в
диаграмме, должна быть достигнута
идеальная приспособляемость, как
на фиг. 66, б, то это должно
изобразиться, как показано на
фиг. 66, г, что соответствует
характеристике двигателя на
фиг. 66, ду т. е. работе двигателя
с переменным числом оборотов,
но при постоянной мощности.
Следовательно, двигатель должен воспринять на себя часть функций коробки
передач, поэтому в данном случае речь идет не только о коробке передач,
а о совместной работе двигателя с коробкой передач. Таким образом,
двигатель в определенной зоне чисел оборотов должен сохранять возможно более
постоянную мощность, чем решается вопрос оптимальной его характеристики.
Нормально характеристики автомобильного двигателя лежат между
кривыми / и 2 (фиг. 66, е), из которых кривая 1 по характеру своего протекания
более выгодна, так как она близко подходит к гиперболе.
Из нормальной диаграммы движения (фиг. 67) следует, что гипербола
вписывается не во всю область чисел оборотов, а только в зону больших
чисел оборотов, до пересечения с ближайшей кривой следующей передачи.
Использование двигателя в зоне числа оборотов, лежащих ниже области
больших их значений, основывается на экономических преимуществах.
При неполной нагрузке двигатель на высшей передаче работает с большим
использованием мощности и меньшим расходом топлива, а кроме того,
при меньшем числе оборотов двигателя повышается срок его службы. Таким
образом, лучший метод вождения получается разделением всей области
движения не по фиг. 66, г, а по фиг. 68. С другой стороны, из фиг. 67 видно,
что можно обойтись тем меньшим числом передач, чем более полога
гиперболическая часть характеристики двигателя (фиг. 69). Следовательно,
из характеристики двигателя можно видеть, насколько велик должен быть
62
Фиг. 66. Характеристики различных
двигателей и соответствующие нормальные диаграммы
движения при коробках передач различных
типов:
а — характеристика стационарного двигателя с
постоянным числом оборотов; б — нормальная
диаграмма движения автомобиля при постоянном числе
оборотов двигателя и бесступенчатой коробке
передач; в — нормальная диаграмма движения
автомобиля при постоянном числе оборотов двигателя
и ступенчатой коробке передач; г — нормальная
диаграмма движения автомобиля со ступенчатой
коробкой передач при различных числах оборотов
двигателя; д — область работы двигателя с
переменным числом оборотов; е — характеристики
автомобильных двигателей.

скачок между отдельными ступенями коробки передач, если хотят достичь
полного охвата идеальной гиперболы.
Для этого гиперболу постоянной мощности проводят через точку А
полной нагрузки при высшем числе оборотов ятах.
и -
о
О 20 <+0 60 80 Мнм/час
Фиг. 67. Нормальная диаграмма движения.
Фиг. 68. Области работы*
отдельных передач для
экономичной езды
(схематически).
В точке пересечения В гиперболы определится место линии полной
нагрузки, в котором меньшее число оборотов nk даст туже мощность.
Отношение чисел оборотов в точках А и В дает скачок передаточных чисел
идеальной коробки передач (см. фиг. 67):
«i = -^. (124)
Если же действительный скачок больше (фиг. 70), то двигатель при
возрастающем крутящем моменте и падающем числе оборотов будет уравно-
Ре
6
2
0
кг/см'
У
1
^^
--—
\
4
\пр
N
—■•.
ч
:м
%
в
Ч
iPe
Я
/
<Рд
О Ш 800 1200 Ш0 2000 2W0n об/мин
Фиг. 69. Характеристика
автомобильного двигателя с нанесенными
характеристическими точками включения передач.
Фиг. 70. Нормальная диаграмма движения для
двухступенчатой коробки передач с большим
разрывом передаточных чисел.
вешивать сопротивления движению при равномерной скорости движения
до тех пор, пока не будет достигнут максимальный крутящий момент в точке С.
С этого момента уже невозможно устойчивое движение, так как при
дальнейшем снижении скорости движения крутящий момент будет падать и
автомобиль с нарастающим замедлением будет снижать скорость до тех пор, пока
следующая понижающая передача не воспримет вновь полную нагрузку.
Соответственно «провалу мощности» при разгоне в связи с работой
карбюратора, область движения с недостатком мощности обозначается «провалом»
в коробки передач. Для избежания этого скачок передаточного числа должен
быть меньше:
а. —
"•max —
63-

сде птш — максимальное число оборотов двигателя;
п0 — число оборотов, соответствующих максимальному крутящему
моменту.
Таким образом, скачок передаточных чисел коробки передач а должен
.лежать между идеальным л1 и максимальным атах:
а£<а <ап
(126)
Этому требованию противостоят не технические, а обусловленные
стоимостью изготовления требования простоты конструкции, т. е. наименьшего числа
передач в коробке Так как при высших передачах и скоростях «провал»
в передаточных числах коробки передач наиболее неприятен, то верхней
«части кривой удовлетворяют идеальные соотношения, а при низших передачах
Pf
а,
а2
О 2 Ч 6 8 10 12 It W 18 20 22 2Ь 26 28 30 32
Фиг. 71. Передаточные числа и свободное тяговое усилие для
четырехступенчатой коробки передач:
а — мотоцикл без коляски; б — легковой автомобиль; в — грузовой
автомобиль.
допускают рост интервала передач. Например, если передаточные числа
коробки передач образуют ряд, показанный в табл. 4, то при этом должно
быть
а2>1.
(127)
Фиг. 71 показывает, какие в среднем бывают ряды передаточных чисел
для четырехступенчатой коробки передач. Исходя из указанных выше
условий, возможно составить методику расчета передаточных чисел коробки
передач.
Динамической оценкой для агрегата двигатель—коробка передач прр
этом служит отношение идеальной мощности по гиперболе Mhy>
перекрываемой полностью нормальной диаграммой движения, к максимальной мощности
двигателя Wmax.
Динамический к. п. д.
iVmax
определяет часть мощности двигателя, которая полностью может быть
использована для гиперболически протекающего процесса движения во всей
области скоростей.

Выбор передаточных чисел коробки передач
Таблица 4
Обозначение
ступеней
Ус
г
коряющая
гередача
Прямая передача:
III
II
1
IV
III
II
1
2
2— 1
2 2
2-3
2 — 4
2 — 5
1
Передаточные числа <р2
аГ *а2
«1-4
Соотношение между
передаточными числами
смежных ступеней
ara£
ai*a2
aro|
Интервал
передачи
a2
a2
a2
a2
a2
a2
Методика расчета передаточных чисел
Для расчета передаточных чисел используют выражение (116):
pf = ре — ро — PL-
Выражение
' r r 1
Pz — Ре pG = ~ТГ [Ре Ре max (1 ^Л
(129)
характеризует изменение удельного тягового усилия для постоянной
мощности на ведущих колесах, в зависимости от ре и п. От этих значений
остается отнять удельные силы сопротивления воздуха p'L\
cFV2
чтобы получить расчетную кривую удельного тягового усилия:
Pf=Pz — pL. ^ (131)
Эта расчетная кривая дает для определенной мощности двигателя реп =
= const и различных ступеней коробки передач свободное удельное тяговое
усилие в нормальной диаграмме движения в зависимости от скорости
движения. Так как определяющими являются наивысшие значения свободного
удельного тягового усилия, достигаемого на отдельных передачах, то прежде
всего в выражение (129) подставляют наивысшее среднее эффективное
давление ре тах с соответствующим числом оборотов двигателя п .
Тогда получим
Pfmax = Azmas ~ PL
5 Бюссиен
65

Так получают основную расчетную кривую, по которой прежде всего
устанавливают границы скоростей, а именно, если не ставится особых
условий, то для первой передачи определяют скорость примерно при р/тах1 =
= 30% и для прямой передачи примерно при pfmzxd — 6%. Отношением
соответствующих скоростей движения Vpl и Vpd определится и передаточное
число коробки передач <pi первой ступени:
?! = -£*-. 033)
До тех пор пока сопротивление воздуха не оказывает заметного влияния,
это отношение совпадает с отношением принятых наивысших значений pf
на границах передач.
Далее устанавливают, какое нужно принять количество ступеней в коробке
передач. В выражениях (124) и (125) были даны идеальное о^ и
наивысшее атах отношения передаточных чисел. Если предварительно
считать ос2 — 1»то число ступеней получится из следующих зависимостей:
af"1 = срх или "~л
тогда
Практически выбирают целое промежуточное значение z между гь и zmin.
В действительности коробку передач изготовляют согласно табл, 4 с
возрастающими интервалами, так как а2 > 1; чаще всего выбирают а2 = 1,1.
Тогда из общего равенства (табл. 4 внизу)
4г-1)?<и^- {135)
Таким образом могут быть вычислены передаточные числа по табл, 4
и определены точки максимальных крутящих моментов для всех передач
на расчетной кривой, причем скорость Vpd прямой передачи делят на
передаточные числа <?z:
Чтобы иметь возможность просто построить нормальную диаграмму
движения, прежде всего вычисляют гиперболу мощности, т. е. расчетную
кривую р, по выражению (131) для наибольшего числа оборотов и полной
нагрузки/и наносят кривую на нормальную диаграмму движения. Точки
4пересечения Vmaz = Vp2ocmayi с граничными скоростями отдельных ступеней
определят предельные скорости на отдельных передачах.
Как указывалось выше, мощность при полной нагрузке и максимальном
числе оборотов птах вторично достигается при полной нагрузке и меньшем
числе оборотов nk. Следовательно, последняя кривая нормальной диаграммы
движения действительна и для точки В (фиг. 69), для которой определяется
соответствующая скорость Vk2 = шах2 = V ttmax и наносится на
диаграмму. То*тки pf определяются также для промежуточных мощностей, пока
для каждой передачи будет определено столько точек, что может быть
построена нормальная диаграмма движения *.
1 Изложенная методика расчета передаточных чисел коробки передач содержит ряд
условностей и значительно сложнее общепринятого метода расчета передаточных отношений
по закону геометрической прогрессии. Для величины а-2, учитывающей «провал» свободного
удельного тягового усилия, также требуется уточнение. Прим. ред.
66

Если полученная диаграмма в отношении максимальной скорости при
различных передачах в коробке не отвечает предъявляемым требованиям,
то разделение передаточных чисел может быть легко изменено, так как
кривые pf постоянной мощности двигателя пригодны для любых случаев и надо
только передвинуть точки на них в соответствии с изменяемыми
передаточными числами. Возможная максимальная скорость на высшей передаче
обычно лежит на пересечении с абсциссой, соответствующей хорошей
дороге, т. е. p'f ^ 2%.
При расчете ускоряющих передач надо обратить особенное внимание
на то, что в большинстве случаев эти передачи являются
«экономичными» как по расходу топлива и масла, так и по износу двигателя, потому
что их точка пересечения с линией р\ = 2% лежит не всегда в области высших
скоростей и преимущество заключается только в меньшем числе оборотов
и меньшем расходе топлива. Следовательно, ускоряющая передача будет
характерна тем, что на нормальной диаграмме точка пересечения с
линией pf = 2% при полной нагрузке может не лежать в области больших
скоростей, чем для прямой передачи. После построения нормальной
диаграммы движения определяют передаточное число главной передачи по
выражению (19) при прямой передаче в коробке передач:
Для существующих четырехступенчатых коробок передач на фиг. 71 даны
средние значения передаточных чисел и достижимые в отдельных ступенях
величины свободного удельного тягового усилия. Эти данные могут служить
основой при проектном расчете передаточных чисел.
Пример расчета
Надо определить передаточные отношения коробки передач автофургона, если вес его
GD = 3500 кг при грузоподъемности 1600 /сг, следовательно Gmi-n = 1900 /C2=54,3%GD,
рабочий объем двигателя VИ— 3,5 л. Характеристика двигателя при полной нагрузке соот-^
ветствует фиг. 69, к. п. д. трансмиссии t\g = 0,86, лобовая площадь F = 3,6 м2, коэффициент
сопротивления воздуха с = 0,86. По уравнению (132) получим для ре>
max
6,4-1000.0,86.1,2.3,5 , сс 1ССП.
рУ = 3500-4 = 1)65' или 165 I*'
В графу 3 табл. 5 внесены удельные значения р'г для различных значений Vy которые
изображены на фиг. 72. Сопротивление воздуха вычислено по выражению (130):
Hl 207-3500 233 300 2333 /0*
В графе 2 вычислено и затем на фиг. 72 отложено от рг книзу ^значение р'^.
Значения рс внесены в графу 4: р, = pz — pL. Далее из фиг. 69 находим пр='
= 1000 об/мин, Л£ = 1560 об/мин и птах = 2600 об/мин, что даст по выражениям (124)
и (125):
2600 , „ 2600 о a
a/e~l560" = le67 и amax = "Tooo" = 2'6-
Вариант 1. Избираем для границ передач р^ тах = 30% и Р^тах*в 5%. Эти
значения, нанесенные на фиг. 72, дадут скорости движения 5,5 и 30,5 км/час; отсюда соответственно
30 5
выражению (133) yt = _ * = 5,55.
о, о
Число ступеней определяется по выражениям (134) или, проще, определяют степени
для а/ й атах и смотрят, какие из них лежат вблизи уt = 5,55:
Число передач Степень at a
2 1 1,67 2,6
3 2 2,79 6,76
4 3 4,66 17.58
5 4 7,76 —
5* 67

Фиг. 72. Расчетные
кривые для коробок
передач.
О 20 kQ 60 80 100 км/час
О 10 20 3D U0 50 60 110 Чкм/час
О \Укм/
10 20 30 U0 50 60 \Укм/час
6)
9
/о
20
А к
V
Ш
10 20 30 <*0 50 60 70
О 10 20 30 U 0 50 60 Ы км/час
Фиг. 73. Расчет коробки передач (пример):
а — вариант 1; б — вариант 2; в — вариант 3; г — вариант 4.
Чнм/чсе
Б8

Таблица 5
1
V
в км/час
6
10
20
30
40
60
80
100
120
2
p'L в %
0,02
0,04
0,17
0,39
0,69
1.54
2,74
4,29
6,20
Расчетные
p'zv =
p'z в %
27,50
16,50
8,25
5,50
4,13
2,75
2,06
1,65
1,38
данные коробки передач (фиг. 72)
4
= 165%
Pf В %
27,48
16,46
8,08
5,11
3,44
1,21
—0,68
—2,64
—4,82
5
p'zV =
р'2 в %
40,40
24,20
12,10
8,06
6,05
4,04
3,02
2,42
2,02
6
= 242%
р\ в %
40,38
24.16
и'93
7,67
5,36
2,50
0,28
—1,87
—4,18
7
p'zV =
Pz в %
12,76
7,65
3,83
2,55
8
= 76, 5%
г
Pf В %
12J4
7,61
3,66
2,16
Число передач 2 для а/ лежит между 4 и 5 и для атах между 2 и 3. Поэтому
попытаемся прежде всего (особенно при нарастающем скачке) выбрать трехступенчатую коробку
передач. При а2 = 1,1 получим по выражению (135)
Затем по табл. 4 вычисляют отдельные передаточные числа; они занесены в графу 2
табл. 6, а в графе 3 записаны скорости движения. Для дополнения нормальной диаграммы
движения построим еще линию постоянной мощности p'f для максимального числа оборотов
по выражению (129):
p'2V = [4 - 6,4 (1 - 0,86)]
2'42> или 242°А>
для чего можно взять значения р'гиз графы 5 табл. 5. Вычитая изPz значения р[ из графы 2,
получим величины р^ указанные в графе 6. При этом соответствующие скорости движения
на отдельных передачах занесены в графу 4 табл. 6. Последняя кривая pf справедлива также
для щ = 1560 об/мин; для этого числа оборотов и определены скорости движения,
внесенные в графу 5 табл. 6.
Таблица 6
Пример проектного расчета коробки передач (варианты 1—4)
1
Передача
z
3
2
1
3
2
1
3
2
1
4
3
2
1
2
1
2.24
5,55
1
2,03
4,55
1
1,8
3,57
1
1,6
2,82
5,55
3
4
5
6
7
Скорости движения V в км/час при числе оборотов п в минуту
1000
30,5
13,6
5,5
25
12,3
5,5
25
13,9
7
30,5
19,1
10,8
5.5
2600
79,3
35,4
14,3
65
32
14.3
65
36,1
18.2
79,3
49,5
28,1
14,3
1560
47,5
21,2
8,6
39
19,2
8.6
39
21,6
11.7
47,5
29,7
16,8
8.6
500
15.25
6,8
2,75
12,5
6,15
2.75
12,5
7
3.5
15,25
9,55
5,4
2,75
240
7,3
3,3
1.3
6
3
1,3
6
3,4
1.7
7 3
4,56
2,59
1,3
8
Вариант
i
2
3
4
69

Кроме того, вычисляют еще точку для п =. 500 об/мин при ре = 6 кг/см2 (см. графы 7 и 8
табл. 5). Соответствующие скорости внесены в графу 6 табл. 6. После этого для данного варианта
коробки передач может быть построена нормальная диаграмма движения (фиг 73, а), из
которой видим: в местах перехода между передачами возникают значительные провалы,
которые при езде могут стать неприятными. Обращает внимание очень пологая кривая ^прямой
передачи, которая дает максимальную скорость движения (при р^='2%) 67 км/час, тогда
как наибольшее число оборотов двигателя соответствует 79 км/час.
Вариант 2. Так как двигатель проектируемого автомобиля имеет относительно
малое число оборотов, то можно не считаться с тем, что при максимальной скорости двигатель
будет развивать наибольшее число оборотов, и так изменить передаточное число, чтобы
соответственно кривой у 'V = 242% двигатель имел наивысшее число оборотов п= 2600 об/мин
при V = 65 км/час; тогда Vр = -yg == 25 км/час, и так как первая передача не изменяется
25 -1/455 _ __
получаем fj =-^f= 4,55. Следовательно, al-= у -уТ= ' ' 0ТКУДа определяются
передаточные числа, внесенные в графу 2 для варианта 2, причем по сравнению с предыдущим
вариантом первая передача не изменяется. Это значит, что вместе с изменением передаточных
чисел коробки передач передача на ведущую ось тоже изменилась в отношении 5,55 : 4,55.
Отдельные скорости движения для данного варианта приведены в табл. 6 и изображены
на фиг. 73, б. Эта коробка скоростей может быть применена с успехом.
Вариант 3. Можно было бы внести еще одно изменение, если автомобиль не
предназначен для гористой местности, а именно, чтобы требование pf max = 30% предъявлялось
только к наполовину нагруженному автомобилю. Это значит, что G' = 1900+ 800 = 2700 кг
против Gv = 3500 кг, так что новое значение р\ = 30-^7^=23,1%. Это значение, округ-
ленное до 23,5%, положим в основу варианта 3. Тогда получим Vpl = 7 км/час; Vрз = 25 км/час,
так что <рх = -=-= 3,57 и аг = 1/ -ту = 1,8. Передачи и скорости движения на отдельных
передачах даны в табл. 6 для варианта 3 и на фиг. 73, в.
Переход между передачами III и II получается отличным, а переход с передачи II на
передачу I — хорошим. Эту коробку передач было бы целесообразно осуществить в условиях
не слишком гористой местности, так как на подъемах до 20% она работает при полной
полезной нагрузке еще удовлетворительно.
Вариант 4. Следует выяснить, будет ли целесообразно применить дополнительную
передачу для негруженого автомобиля, т. е. при холостых возвратных ездках. Так как
в этом случае сила сопротивления качению Pr = fGf = 0,02-0,543GV, что соответствует
примерно pf — 1%, то имеет смысл ввести эту передачу в варианте 1, потому что этим можно
поднять наивысшую скорость до 75 км/час, следовательно, между границами передач при
варианте 1 нужно разместить уже 2 ступени. Это значит, что при <рх = 5,55 и а2 = 1,1 получим
з/~5,55 , а
Отдельные значения внесены в табл. 6 для варианта 4 и изображены на фиг. 73, г.
Между передачами III и IV здесь даже получается перекрытие, так как <р3 < аг. Этой
четырехступенчатой коробкой передач можно удовлетворить все предъявляемые требования,
т. е. полностью груженым автомобилем преодолевать встречающиеся подъемы, а при
холостом пробеге использовать полную мощность двигателя для достижения наивысшей
возможной скорости. К этому следует добавить, что ввиду лучшей приспособляемости
четырехступенчатой коробки передач при равном времени пробега может быть сбережено топливо. Это
обусловлено возможностью движения в таких областях нагрузки двигателя, которые наиболее
выгодны по расходу топлива.
Для варианта 4, если передача IV будет прямой, передаточное число задней оси полу-
/ю-74 6^.0,75-1000
чится соответственно выражению (137) следующим: ср^ == — — = 4,54, где D для
lUUOU
,
шин «7,5—17 extra» заменено величиной 2 х 375 мм = 0,75 м.
Если передача III прямая, а передача IV ускоряющая, то передаточные числа коробки
передач вместо 1; 1,6; 2,82 и 5,55 будут 0,625; 1,75 и 3,47, а передаточное отношение главной
передачи
бти. 1000-0,75 АСЛ 30,5 ПА
* = = 464 7Л
** = 100.19,1
При этом ступень с прямой передачей будет та, которая чаще всего используется.
Если автомобиль предназначен главным образом для городского движения, то четвертую
ступень следует выполнить, как ускоряющую передачу; если же автомобиль преимущественно
будет использован для междугородного сообщения в равнинной местности, то следует
предпочесть четвертую прямую передачу.
70

Передаточные числа коробки передач и наименьший расход топлива
Условия для бесступенчатой коробки передач
Вопрос о передачах, соответствующих наименьшему расходу топлива,
прежде всего следует увязать с бесступенчатой коробкой скоростей или,
точнее, рассматриваться с коробкой передач, имеющей бесконечное число
ступеней. На фиг. 74, например, изображена характеристика двигателя:
среднее эффективное давление ре в зависимости от числа оборотов п. Точки
равного эффективного расхода топлива
соединены кривыми, и дано семейство гипербол
рекг/см
500
1000
i i i
1500 2000 п од/мин
Фиг. 74. Поле характеристик двигателя с
гиперболами постоянной мощности.
60 80 Vкм/час
Фиг. 75. Нормальная диаграмма
движения с нанесенными линиями
постоянной мощности двигателя.
постоянной эффективной мощности. Если эти постоянные мощности
нанесены на нормальную диаграмму движения, то получим фиг. 75.
В обоих графиках из семейства кривых равных мощностей для примера
выделена жирной линией кривая Ne = 70 л. с. Отсюда следует, что каждая
точка на этой кривой в нормальной диаграмме движения может быть
осуществлена при любой эксплуатационной точке (лежащей на кривой равной
мощности) поля характеристик двигателя. Считаем к. п. д. коробки передач
постоянным, т. е. не зависящим от того, отдает ли двигатель свою мощность
при малом числе оборотов и большой нагрузке или при большом числе
оборотов и малой нагрузке. Тогда имеется возможность выбрать в поле
характеристик двигателя на линии постоянной мощности точку наименьшего расхода
топлива (см. фиг. 74). При учете расхода топлива для рассматриваемой
мощности, число оборотов двигателя определяется так, что теперь для каждой
точки линии равной мощности нормальной диаграммы движения может быть
вычислено рациональное передаточное число коробки передач из отношения
скорости движения к определенному числу оборотов двигателя. Если таким
путем найти точки наименьшего расхода топлива для каждой мощности
двигателя в поле его характеристик, то получится кривая, жирно выделенная
на фиг. 76. По этой кривой видно, что с увеличением мощности двигателя
повышается число его оборотов. У этого двигателя, согласно фиг. 76, для
каждого постоянного числа оборотов при большей мощности расход топлива
будет выше по сравнению с наивыгоднейшей эксплуатационной кривой.
Поэтому было бы ошибочно заставлять двигатель, связанный с
бесступенчатой коробкой передач, работать с постоянным числом оборотов. Наиболее
экономичная работа получится тогда, когда двигателем управляют так,
чтобы он мог работать только по кривой лучшего использования топлива
71

и чтобы желаемые состояния движения устанавливались соответствующими
передачами. При этом для регулирования передачи нужно было бы исходить
из потребного крутящего момента и числа оборотов.
Условия для ступенчатой коробки передач
Так как при ступенчатой коробке передач в распоряжении имеется только
несколько ступеней, то эксплуатация двигателя не может соответствовать
п , Р только кривой наивыгодней-
Нр кё/см *
шего использования топлива.
Для перекрытия ступеней
коробки передач нужно
использовать в качестве области
работы поверхности в поле
характеристик, которые должны
быть так выбраны, чтобы
обеспечить лучшее использование
топлива.
В поле характеристик
двигателя (фиг. 77), кроме кривой
лучшего использования
топлива, обозначенной 100%,
найдены те точки на каждой
кривой постоянной мощности,
которые на 2, 4 или 6% откло-
1000
1500
2000 п оР/пин
Фиг. 76. Поле характеристик двигателя с нанесен- кпивой постоянной мощности
ными кривыми наименьшего расхода топлива (по Кривой ПОСТОЯННОЙ МОЩНОСТИ,
мощности).
няются от точки лучшего
использования топлива. Соединением этих точек образованы кривые,
обозначенные 102, 104 и 106%, которые с обеих сторон кривой лучшего
использования топлива ограничивают область эксплуатации. Если для автомобиля
со ступенчатой коробкой передач кривые лучшего использования топлива
(100%) и ограничивающие кривые
(например, 102%) нанести на нормальную
диаграмму движения, то получится картина
областей наивыгоднейшего состояния
движения (фиг. 78). Если поставить условие,
Ре кг/см
500
юоо
1500
2000
п об/мим
80 У км/час
Фиг. 77. Поле характеристик двигателя с линиями
наименьшего и избыточного расхода топлива.
Фиг. 78. Нормальная диаграмма
движения с областью работы
двигателя при наименьшем расходе
топлн'ав "
чтобы движение происходило только при
лучшем использовании топлива или при
избыточном расходе не более 2%, то по нормальной диаграмме движения
можно увидеть, насколько близко должны лежать соответствующие кривые
различных ступеней коробки передач, чтобы вся область движения была
72

перекрыта заданными площадями. По фиг. 78 при этом получатся для
наибольшего числа оборотов большие разрывы и для малых чисел оборотов
значительное перекрытие, что в обоих случаях нежелательно. Устранить
это можно при выполнении определенных условий конструирования.
Двигатели надо создавать такими, чтобы в поле их характеристик границы
woo
1500
2000 П Об/мин
Фиг. 79. Поле характеристик двигателя с улучшенным
расположением линии наименьшего и избыточного
расхода топлива.
областей эксплуатации, т. е. кривые равного избыточного расхода на
линиях постоянной мощности, располагались одна от другой на расстоянии,
соответствующем постоянным соотношениям числа оборотов.
Это условие, например, выполнено на фиг. 79. Если для такого двигателя
построить нормальную диаграмму движения, то получится замкнутая область
W 40 60 so ч км/час
Фиг. 80. Нормальная диаграмма дви- Фиг. 81. Диаграмма крутящих
жения. моментов.
работы (фиг. 80). Так как в нормальной диаграмме движения предварительна
вычитают сопротивления воздуха, то на фиг. 81 представлена диаграмма
движения, на которой нанесены крутящие моменты Mt на ведущих колесах
в зависимости от числа оборотов nt ведущей оси.
Кривые мощности и передачи соответствуют таковым на фиг. 80. Границы
включений изменяются прямолинейно (фиг. 81), при этом они одновременно
определятся двумя условиями работы двигателя: крутящим моментом
и числом оборотов.
73

Чтобы избежать одновременного регулирования по этим двум условиям,
стремятся линии наименьшего расхода, как и граничные линии, делать
прямыми в направлении постоянных моментов или в направлении постоянного
числа оборотов. В первом случае автоматическое переключение могло бы
осуществляться в зависимости от крутящего момента, а во втором —
от скорости движения.
Так как кривые наименьшего расхода топлива современных двигателей
уже довольно пологи, то самым простым путем построения кривых
наименьшего и избыточного расходов топлива является использование постоянных
крутящих моментов.
Если введение автоматически переключающихся коробок передач должно
благоприятно отразиться на расходе топлива, то и двигатели должны
развиваться в направлении поставленных выше условий, так как только таким
образом будет обеспечено успешное использование автоматических
ступенчатых коробок передач.
Передаточные числа и наибольшее ускорение
Передаточное число первой 'передачи для наибольшего ускорения
Крутящий момент, подводимый к ведущей оси, равный <?МтУ растет
с увеличением передаточного числа ср. Моменты инерции вращающихся масс
двигателя ?2</т, которым сообщается ускорение, растут пропорционально ф2.
Поэтому можно определить передаточное число <?b max, при котором
ускорение достигает наибольшего значения, несмотря на то, что подводимый
крутящий момент при равномерной скорости движения с растущим числом <р все
еще будет увеличиваться. Если принять:
Мт — максимальный крутящий момент двигателя при среднем
постоянном числе оборотов;
Мг — момент трения трансмиссии и колес, отнесенный к ведущей оси;
так как сопротивлением воздуха при трогании с места можно
пренебречь, то Mr = const;
тг — коэффициент, равный Мг : Мт\
Jm — момент инерции вращающихся масс, жестко связанных с
коленчатым валом, отнесенный к коленчатому валу (в кем-сек2);
Jt — момент инерции вращающихся масс, жестко связанных с ведущей
осью, отнесенный к ведущей оси
то угловое ускорение ведущей оси
<?Мт—Мг /11й\
е = п—. (16Ь)
Отсюда получим наибольшее значение для е при
ИЛИ
m2r + ir. (140)
. Передача <?Ьт2Я в большинстве случаев получается такой, что ее можно
вринять для первой передачи.
74

Передаточное число промежуточной передачи для наибольшего ускорения
при трогании с места
Если, кроме первой передачи, например, в трехступенчатой коробке
передач установлена прямая передача, то получим для промежуточной
ступени, т. е. для второй передачи, наивыгоднейшее передаточное число для
быстрейшего трогания с места:
I
'— mr)
?i?d
где
передаточное число на первой передаче (cpi =
передаточное число на прямой передаче.
(HI)
ос
Фиг. 82. Номограмма для расчета промежуточной
передачи, обеспечивающей наибольшее ускорение.
Следовательно, это те две передачи, между которыми должна быть
вставлена наивыгоднейшая по разгону промежуточная передача.
Обозначим
тогда
(142)
Значения Т в зависимости от величины а для различных р изображены
на фиг. 82. Для определения наивыгоднейшего передаточного числа
промежуточной передачи при трогании с места в конкретном случае берут а ир,
по ним отсчитывают значение 7 (Фиг- 82), которое при умножении на <р дает
искомое передаточное число промежуточной передачи.
Пример расчета
Для примера, приведенного выше, дополнительно дано:
Jm = 0,16 кгм-сек2; Jt = 1,4 кгм-сех2;
8
0,3752.3500
9,81
= 50,1
ir = (1,4 + 50,1): 0,16 = 322;
Мг = (1 — i\g) Мт + /Gr; Mw = 14 Асгж;
Л1Г = (1 — 0,86) 14 + 0,02.3500-0,375 = 28,2 кгм;
mr = Mr:Mm = 28,2 : 14 = 2,01.
75

Тогда получим
П max = 2>01 + ^2,0P + 322 = 20,1.
В варианте 3 предыдущего примера (табл. 6) для первой передачи было получено <р = 3,57
бтс0,75-1000 сс_
ПРИ *h e 100.25 = 5'65'
Следовательно, <рх = 5,65 • 3,57 = 20,2.
Таким образом, первая передача по варианту 3 является передачей, обеспечивающей
максимальное ускорение полностью нагруженного автомобиля.
Если теперь нужно рассчитать промежуточную передачу между первой и третьей
передачей для наивыгоднейшего трогания с места, то это можно сделать по равенству (141) или
номограмме (фиг. 82).
При
а == (3,57-5,65): (1 -5,65) = 3,57 и р = 2,01 : 5,65 = 0,356
получим
Ч = 0,42 и ср2Ш = ?1ч = 3,57-0,42 = 1,5.
Вторая передача по варианту 3 имеет передаточное чиело 1,8. Так как рассматривается
грузовой автомобиль, то можно было бы пренебречь выполнением условия наиболее
интенсивного трогания с места. При соответствующих передаточных числах для спортивного
автомобиля пришлось бы принять передаточное число второй передачи, равное 1,5.
Если при этом в гористой местности разрывы между первой и второй передачами будут
слишком велики, то можно включить в разрыв еще одну передачу, а также дать
дополнительную передачу. Для быстрого трогания с места в этой пятиступенчатой коробке передач
использовалась бы вторая передача, а четвертая — как промежуточная к прямой пятой
передаче.

II. ТОПЛИВА
ТОПЛИВО И ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ В ДВИГАТЕЛЕ
Предмет, перемещающийся относительно поверхности земли, отличается
от предмета, находящегося в относительном покое, тем, что он обладает
кинетической энергией и при подъемах или спусках изменяет свою потенциальную
энергию. Чтобы переместить какой-нибудь предмет, необходимо приложить
силу на некотором пути, иначе говоря, должна быть затрачена энергия,
которая в виде кинетической энергии (^-) квадратически возрастает со
скоростью, в то время как потенциальная энергия изменяется лишь
пропорционально изменению высоты (тД/г). Оба эти вида энергии обратимы и,
следовательно, могли бы быть регенерированы; в действительности же они часто
теряются при торможении в виде тепла. Все другие виды энергии необратимы
и их затрата безвозвратно теряется в виде тепла, возникающего при трении,
и других тепловых потерь.
Например, энергия топлива в автомобиле примерно расходуется так:
30% тепла уносится отработавшими газами, 30% уносится охлаждающей
водой, 10% представляют другие тепловые потери двигателя, 5% — потери
в трансмиссии, 10% затрачивается на преодоление сопротивления качению
колес по дороге и 15% — на преодоление сопротивления воздуха.
Сгорание углерода и водорода топлива сопровождается большим
выделением тепла. Другие экзотермические реакции, которые можно принимать
во внимание, до сих пор не нашли практического применения. Товарные
топлива производят из сырья растительного происхождения, такого как
нефть, уголь и т. д. Важнейшими характеристиками рабочих топлив
/ ТТ v
являются: отношение водорода к углероду (-р~)» величина молекул и
характер строения молекул.
В двигателях внутреннего сгорания топливо в присутствии воздуха
сжигается над подвижным поршнем, вследствие чего образуются продукты
сгорания при высоких температуре и давлении; расширяясь, продукты сгорания
давят на поршень и заставляют его перемещаться, т. е. совершать
механическую работу. Для быстрого сгорания в карбюраторных двигателях
необходимы недетонирующие и легко испаряющиеся топлива, состоящие из
небольших и химически устойчивых молекул. Для самовоспламенения и
последующего сгорания в дизеле необходимы топлива, склонные к самовоспламенению,
имеющие большие и неустойчивые молекулы. Конечными продуктами
сгорания в обоих случаях являются углекислый газ и пары воды.
Для воспламенения топлива необходимо наличие определенных условий,
которые определяются свойствами топлива 1.
1 Согласно теории сгорания, разработанной советскими учеными, возможность
воспламенения определяется не только свойствами топлива, но и условиями протекания предпла-
менных реакций. Прим. ред.
77

Распространение фронта пламени может происходить в одном, двух или
трех направлениях или во всем объеме сразу обычно со скоростью около
20 м/сек.
Основные типы автомобильных двигателей внутреннего сгорания (табл. 1),
в особенности большое число конструкций двигателей, занимающих
промежуточное положение между этими основными типами, различаются
следующим:
1) способом смесеобразования и регулирования процесса сгорания
посредством придания соответствующей формы камере сгорания;
2) качеством продувки и наполнения цилиндров, достигаемым
правильным выбором параметров впускной системы, камеры сгорания и
выпускной системы;
Таблица 1
Различие двух основных типов двигателей по принципу смесеобразования,
воспламенения и процессу сгорания
Параметры
Обычно применяемая степень
сжатия
Явление, которое возникает
при повышении степени
сжатия, температуры и пере-
грузке
Явление, возникающее при
работе на холостом ходу
Момент возникновения
детонации
Вещества, получаемые при
неполном сгорании
Состав смеси в камере
сгорания при полной нагрузке
Состав смеси при частичных
нагрузках и на холостом ходу
Зажигание
Теоретическое протекание
процесса зажигания
Теоретическая
продолжительность сгорания
Свойства продуктов сгорания
Особые качества
Карбюраторный двигатель
От 3 до 13
Детонация
„Мягкое" сгорание
В конце сгорания
Окись углерода
Почти теоретический,
остающийся неизменным
Примерно постоянный,
близкий к теоретическому
Местное (в одном или
нескольких местах) от искры
или раскаленной
поверхности
Распространения фронта
пламени
Мгновенная, при
постоянном объеме
Бесцветны; со слабым
запахом; часто содержат
окись углерода и не
содержат сажи
Высокая литровая
мощность, малый удельный
вес
Дизель
От 12 до 20
„Мягкое" сгорание 1
Детонация2
В начале сгорания 2
Сажа
С большим избытком
воздуха; в процессе сгорания
избыток воздуха
уменьшается, но сохраняется
даже при перегрузке
С очень большим избытком
воздуха 3
Самовоспламенением,
начинающимся в паровой
оболочке струи топлива, по
истечении периода
задержки воспламенения
Охват пламенем всего
заряда воздуха, смешанного
с частицами топлива
В соответствии с
протеканием впрыска при
постоянном давлении
Склонны к образованию
сажи; с сильным запахом,
окись углерода
отсутствует
Малый удельный расход
топлива, малая опасность
в пожарном отношении
1 В дизеле MAN происходит обратное явление, так как часть смеси, находящейся
в камере, размещенной в поршне, сгорает подобно топливно-воздушной смеси в
карбюраторном двигателе и вызывает „жесткое" сгорание.
2 На самом деле в дизеле возникает не детонация, а так называемое „жесткое*
сгорание или стук, иногда неправильно называемый „детонацией в дизеле41. Прим. щед.
8 При наличии регулятора Bosch — Mercedes, дросселирующего воздух при частичных
нагрузках и холостом ходе, избыток воздуха меньше и изменяется равномернее.
78

3) степенью использования энергии (повышение экономичности и
мощности) в результате повышения степени сжатия в карбюраторных двигателях
и применения наддува и аналогичных средств для двигателей всех типов.
Кроме двух наиболее распространенных типов автомобильных двигателей,
имеются еще другие типы двигателей, из которых следует назвать двигатели
с впрыском топлива и принудительным зажиганием (двигатели Hesselman
и Barber—Texaco). Работа этих двигателей не зависит от фракционного
состава, детонационной стойкости и воспламеняемости топлива при степени
сжатия 7—10.-Далее следует упомянуть двигатель с зажиганием от
калильной трубки, впервые практически осуществленный в виде велосипедного
двигателя с рабочим объемом 18 см3*.
Интересны эксперименты по созданию шеститактного двигателя, в
котором топливо сгорает последовательно в две ступени с дозарядкой цилиндра
воздухом или, наоборот, сначала впускается необходимое количество
воздуха, а топливо подводится в два этапа. Заслуживают внимания двигатели,
в которых применен совершенно новый принцип сжигания **.
ТОПЛИВНОЕ СЫРЬЕ
Все источники энергии, которые имеются на земле, сравнительно мало
используются для производства топлив. Исключение составляет только
солнечное излучение, которое вследствие деятельности растений является
подлинным источником энергии почти всех наших топлив. Раньше природные
горючие вещества, например нефть, применялись в качестве топлива без
переработки. Наши современные топлива, как правило, продукты не только
простого отделения определенных составных частей какого-либо
встречающегося в природе сырья от нежелательных примесей (как, например,
прямогонный бензин из нефти), но и продукты его химической переработки.
Растительное сырье
Торф, бурый уголь, каменный уголь и нефть — все это не что иное, как
«бывшие растения».
За исключением нефти, все важнейшие виды топливного сырья могут
быть представлены как продукты превращения целлюлозы или древесины.
Ниже приведен элементарный состав (в %) этих топлив.
с н о
Целлюлоза . . • 29 48 23
Древесина 32 46 22
Гнилая древесина 35 45 20
Аморфный торф 38 46 16
Лигнин 41 43 16
Бурый уголь 45 43 12
Глянцевый бурый уголь 48 43 9
Длиннопламенный уголь 50 41 9
Газовый уголь 53 40 7
Коксовый уголь 60 38 2,3
Тощий уголь 68 31 1,4
Антрацит 79 20 1,2
Ныне произрастающие растения в качестве топлива используются
сравнительно мало.
Главный путь к использованию растительных веществ — сбраживание
в спирт.
* В последние годы появились дизели (MAN-M, MWM, Deutz и др.) с камерами сгорания,
позволяющими использовать жидкие топлива различных сортов, начиная1 от
высокооктанового бензина и кончая тяжелыми дизельными. Прим. ред.
** Такие двигатели (нульсирующие воздушно-реактивные двигатели) нршменяли^ь на
самолетах-сн ар ядах Фау-1. Прим. ред.
79

В спирт перерабатываются отходы сахарных заводов, отходы бумажной
промышленности, получаемые гидролизом отходов древесины растворы
древесного сахара и т. д. В тропических странах для производства спирта
используют отходы, получающиеся при переработке сахарного тростника,
а также другие растительные вещества и их отходы.
Брожение возникает при сильном разбавлении раствора под действием
дрожжей. Преимуществом этого биологического процесса является
«бесплатная» работа дрожжей; главная трудность состоит в малой скорости реакции
и низкой концентрации, при которых идет процесс.
Кроме спирта, брожением можно получить, например, жирные кислоты,
которые с помощью процесса электролиза или крекинга можно превратить
в бензиноподобный кетон, обладающий очень высокой детонационной
стойкостью *.
Синтетическое производство спирта, например, на базе карбида,
получаемого в электропечах из извести и кокса, не только возможно, но и
предпочтительнее брожения.
Спирт обладает свойством отделяться от воды простой перегонкой до
концентрации 95% (ректификат). Такой содержащий воду спирт смешивается
с бензином не во всех пропорциях и, кроме того, имеет склонность
корродировать металлы. Кроме добавления стабилизаторов раствора (бензол, изобу-
тиловый спирт, серный эфир и т. д.), применяют обезвоживание спирта
до концентрации 99%, после которого он смешивается с бензином в любых
пропорциях. Обезвоживание производится на специальных заводах в
основном жженой известью или гипсом. Если очищенный, содержащий воду спирт
смешать с соответствующими количествами бензина, бензола, хлороуглерод-
ных соединений и т. д. и подвергнуть перегонке под давлением или без него,
то в сосуде останется спирт наивысшей концентрации («абсолютный спирт»).
Вода вместе с присадками и незначительной частью спирта отгоняется при
температуре более низкой, чем температура кипения безводного спирта
(73,5° С).
В странах, где в качестве компонента топлив используют водный спирт,
например, в странах Южной Америки и Южной Африки, применение
стабилизаторов смеси необходимо.
85%-ный спирт, получаемый на винокуренных заводах, можно с успехом
использовать в сельскохозяйственных тракторах, например, Lanz—Bulldog
при незначительных изменениях конструкции камеры сгорания, что может
быть доказано практической проверкой.
Хотя народнохозяйственное значение такого способа использования
спирта вполне ясно, его практическое проведение в жизнь невозможно
вследствие трудностей, связанных с существующей монополией.
Некоторые растения дают плоды, из которых прессованием получают
горючие масла, например, касторовое, эвкалиптовое и т. д. В тропических
странах такие масла могли бы представлять интерес в качестве топлива для
двигателей, но сжигание их в двигателях затруднено, как и сжигание
животных жиров. Оно возможно только в калоризаторных двигателях.
Непосредственно из растительного сырья, например из дров, путем
обугливания получают различные топлива: древесный спирт (метиловый спирт,
метанол), ацетон, горючие древесные смолы и древесный уголь и др.
Выжигание угля в кострах и ямах — отживающий способ. Для производства
древесного угля, применяемого для газогенераторных автомобилей, в последнее
время, кроме обычных лесных костров и ям, применяются устройства для
выжигания угля, выполненные из кирпича и из железа. Конечно,
целесообразно применять только современный промышленный процесс коксования
древесины в ретортах с подводом внешнего тепла (в кострах процесс
коксования идет за счет частичного сгорания сырья), при котором без потерь
получают продукты высокого качества.
1 До сих пор не находит промышленного применения.
80

В качестве топлива практическое значение имеет лишь древесный уголь,
так как он чрезвычайно удобен для газификации. Древесный спирт (метанол)
значительно дешевле и проще производится в больших количествах
гидрированием окиси углерода под высоким давлением. Но метанол как топливо
применяется только для двигателей гоночных автомобилей, а как
антидетонационный компонент топлива стал применяться только в последнее время.
Дрова также используются при эксплуатации автотранспорта как топливо
для газогенераторных автомобилей. Дрова — сами по себе очень чистое
топливо, практически не содержащее серы и имеющее низкую зольность
(менее 1%). Несмотря на это, работа на генераторном газе, получаемом
из дров, древесного угля, торфяного кокса и антрацита, в настоящее время
не имеет смысла г. Если не удастся существенно улучшить очистку газа,
уменьшить время ввода в действие газогенератора и обеспечить получение
номинальной мощности двигателя (например, посредством наддува) при
нормальном сроке службы его, то в будущем эксплуатация газогенераторных
автомобилей не имеет перспектив 2.
При газификации древесины (также при получении древесного угля
и полукоксовании торфа) наблюдаются интересные явления. Для нагрева
холодной древесины необходима затрата тепла, достаточно же нагретая
древесина при подаче воздуха горит, выделяя тепло. Между этими двумя
состояниями при подогреве древесины происходит выделение водяных паров,
уксусной кислоты и т. д., для чего также требуется затрата тепла. Но,
начиная приблизительно с 350° С, дальнейший отгон паров идет при
одновременном дальнейшем саморазогревании древесины. Таким образом, усиленное
тепловыделение наступает уже задолго до появления пламени и при
отсутствии воздуха. При выжиге угля в кострах эти обстоятельства нужно
принимать во внимание.
Торф
Мировые запасы торфа очень велики. Трудность широкого использования
торфа состоит в том, что он содержит большое количество воды, значительная
часть которой находится в очень прочном коллоидном соединении.
Переработка высушенного торфа заключается в его коксовании; этот
процесс при температуре выше 350° С становится экзотермическим. При этом,
кроме горючих газов, образуются торфяная смола и очень легкий и пористый
торфяной кокс. Торфяную смолу можно перерабатывать в дизельное топливо,
а кокс применим для многих целей. Продукты переработки торфа обладают
хорошими качествами прежде всего вследствие почти полного отсутствия
в торфе серы (содержание серы менее 0,1%) и малого содержания золы
(менее 2,5%). Из разнообразных процессов коксования торфа процесс Lurgi
с циркуляцией газа, по-видимому, наиболее прогрессивный.
Если торф освободить от химически связанной воды, то он имеет
процентное соотношение атомов углерода и водорода примерно такое, как бензол.
Поэтому следует иметь в виду, что торф является исключительно выгодным
сырьем для гидрирования (угли в сравнении с торфом значительно беднее
водородом).
В настоящее время имеются перспективы решения проблемы
обезвоживания и одновременного гидрирования торфа чрезвычайно простым способом,
состоящим в том, что влажный торф (или влажный бурый уголь, или другие
растительные вещества) смешивают с дополнительным количеством воды.
Эту массу (шлам) выдерживают в автоклавах под высоким давлением при
высокой температуре. Вследствие этого коллоидные соединения разрушаются
1 Следует также учитывать высокую смолистость и зольность таких топлив и
шлакование газогенератора.
2 При существующем уровне развития газогенераторов для выполнения транспортной
работы одного автомобиля с дизелем или бензиновым двигателем необходимо несколько
газогенераторных автомобилей.
6 Бюссиен 81

и твердые частицы самопроизвольно выпадают из воды. Содержание влаги
в них можно значительно снизить посредством центрифугирования, однако
этого не делают. Давление и температуру в автоклавах повышают далее без
подвода тепла извне \ поскольку начинается вторичное разложение,
первоначально приводящее при переработке торфа к возникновению химически
активного торфяного угля. Дальнейшее повышение давления и температуры
ведет последовательно к образованию горючих газов и углеводородов,
составляющих жидкие топлива.
Торф представляет собой самое молодое ископаемое горючее
растительного происхождения. Он образуется в болотах и теперь. Возраст старых
нижних слоев и старейших пластов так называемого «жирного» или аморфного
торфа может исчисляться столетиями и даже тысячелетиями.
Бурый уголь
Бурый уголь геологически старше торфа. Его возраст исчисляется
десятками и сотнями тысяч лет. Бурый уголь встречается в многообразных формах,
начиная от порошка до воскообразного пирописсита.
Добытый в шахтах бурый уголь в большинстве случаев содержит 30—
60% воды. Поэтому возможности процесса Terres (см. ниже) для влажного
бурого угля также представляют интерес.
Полукоксование бурого угля (т. е. нагрев без доступа воздуха до
умеренной температуры около 450—500° С) — давно принятый процесс, который
в последние годы был многократно модернизирован применением циркуляции
газа, присадки водяного пара и т. п.
Процесс полукоксования можно представить следующей схемой:
1000 кг сухого бурого угля
150 мъ газа
полукоксования
' 80 кг первичной
смолы
'270 кг буроугольного
полукокса
4 -)- 3 = 7 кг
бензина
полукоксования
^ 32 кг масел (для
гидрогенизации
или переработки
на дизельные
топлива)
Для газификации
(получение
водорода)
В результате полукоксования образуются горючие газы и смола, из
которых можно получить бензин для карбюраторных двигателей и мало пригодное
к применению дизельное топливо. Этот бензин и дизельное топливо,
вследствие их корродирующей способности и склонности к смолообразованию,
а также неприятного запаха и трудности их очистки, нельзя считать
полноценными топливами.
При полукоксовании бурого угля образуется химически очень активный
кокс, обладающий весьма благоприятными для газификации свойствами
(хотя содержит много, но легко шлакующейся золы).
Остаток полукоксования применяется в качестве буроугольного полукокса
в особых «долгогорящих» бытовых печах, в которых он не горит, а тлеет.
В промышленности буроугольный полукокс применяют для получения
горючих газов.
1 Тепло, выделяющееся в результате реакции, снижает потребность в энергии,
затрачиваемой на веденме процесса, как при газификации древесины.
82

Смола и газ, полученные полукоксованием, являются очень ценным
сырьем для процесса гидрогенизации -под высоким давлением. Бензин полу-'
коксования в таком виде мало пригоден в качестве топлива для двигателей
и чаще подвергается гидрогенизации.
Второй способ использования бурого угля в качестве топлива состоит
в производстве «генераторных брикетов», предназначенных для получения
генераторного газа. Брикеты газифицируют при недостаточном для полного
сгорания подводе воздуха или кислорода в присутствии водяного пара.
В результате процесса получают горючий газ и золу. В большинстве случаев
предварительно отгоняют смолы. Если этот газ не используется
непосредственно как топливо, то он применяется для гидрогенизации под высоким
давлением для получения водорода.
Оригинальным процессом газификации бурого угля является процесс
Winkler, при котором мелкозернистый бурый уголь или кокс, полученный
из него, выдерживается в больших железных сосудах в потоке газа (смесь
воздуха или кислорода с водяным паром), причем вся зона реакции
раскаляется до белого каления. Газогенераторы Winkler при равных поперечных
размерах имеют почти 10-кратную производительность в сравнении с
обычными газогенераторами. Разработан малый газогенератор по принципу
Winkler для газификации угольной крошки. Такой газогенератор,
предназначенный для грузового автомобиля грузоподъемностью 3 т, имел размеры
обычной консервной банки.
Вообще же бурый уголь в отношении топливных ресурсов представляет
существенный интерес только как сырье для получения смолы и газа,
подвергаемых гидрированию под высоким давлением. При газификации в
газогенераторах некоторые бурые угли дают малоценные смолы, содержащие
обычно много золы.
Каменный уголь и антрацит
Каменный уголь и антрацит, как показывают обнаруживаемые в них части
растений, образовались из растительных остатков в течение очень
длительного времени, измеряемого миллионами лет.
Большинство тех растений, которые можно обнаружить в
каменноугольных пластах, уже давно не произрастают.
Каменные угли подразделяют на жирные длиннопламенные, газовые,
коксовые, тощие и антрацит. Из них наибольший интерес для топливной
промышленности представляют коксовые угли, являющиеся сырьем для
получения бензола, антрацит и тощие угли, так как они могут использоваться
при эксплуатации газогенераторных автомобилей в периоды затруднений
со снабжением жидким топливом.
Разнообразные сорта угля различают по их химическому составу и
теплотворной способности. При промывке уголь одновременно сортируют по
размеру кусков. Угли различных сортов содержат 1—12% золы и 1—6% воды
(в состоянии воздушной сухости).
Каменный уголь перерабатывается в моторные топлива четырьмя
различными способами.
1. Полукоксование, при котором образуется первичная смола. Поэтому
способу уголь нагревают до 500° С с подводом или без подвода потока
циркулирующего газа или водяного пара. Этот процесс ведет к образованию
чрезвычайно химически активных и частично парафинированных смол,
которые менее пригодны к непосредственной переработке в топливо для
карбюраторных двигателей или дизелей, чем к использованию их как сырья
для деструктивной гидрогенизации под высоким давлением. Бензин
полукоксования не пригоден к употреблению, поскольку затруднена его очистка.
Он, так же как и газ полукоксования, служит сырьем для гидрогенизации.
6* 83

Процесс полукоксования можно представить следующей схемой:
1000 кг сухого
каменного угля
~ 90 кг смолы
полукоксования
~ 750 кг
каменноугольного
полукокса
s
1
то
кок
s
§1
« u
*-« о
к
го
11
Co ^
^ О
71
и ^
CD
л о
к о,
5^
то 5
кг пек
)гениза:
( с-
'то
^ о
S §"
II
газифи]
учение
t; о
2. Коксование каменного угля, заключающееся в нагреве его без доступа
воздуха до 1000—1200° С в камерах коксовых печей. На фиг. 1 показана
микрофотография каменного угля во время коксования. Коксование широко
: Ш
ШШшШ&ЖЩ
■
v
щ
11111
iiiili
iiiiii
:4
g|§i|
«ЯП
ЩИ
liii
WmWSr
lliiiif*
■ШИВ
iillPli
lilii
l
iiii
мШЖШШШШШтшШ
Фиг. 1, Микрофотография каменного угля во время коксования.
применяется для производства кокса, необходимого в черной металлургии,
котельных установках и т. д. При этом важно, что улетучивающиеся пары
и газы должны проходить через раскаленную добела оболочку кокса,
образующегося из плавящегося угля. При этом термически неустойчивые вещества
распадаются и образуются только термически очень устойчивые
ароматические углеводороды, из которых особенно важны бензол и нафталин. Из
улетучивающихся паров и газов получают смолу и аммиак. Кроме этих
продуктов выделяют бензол, количество которого при таком ведении процесса
84

составляет примерно 1 % от взятого в переработку угля. Извлечение бензола
из газа состоит в поглощении его каменноугольной смолой, тетралином или
другим жидким растворителем бензола, адсорбции его активизированным
углем, силикагелем или вымораживанием (фиг. 2).
Кроме того, коксовые газы частично используют для получения водорода.
Составные части смолы также являются сырьем для деструктивной
гидрогенизации под высоким давлением.
Фиг. 2. Схема получения бензола:
1 — кокс; 2 — смола; 3 — аммиачная вода; 4 — промывочное масло и бензол; 5 — бензол; 6 — вода
7 — промывочное масло; 8 — коксовый газ.
Бензол применяют в качестве компонента моторных топлив.
Всевозрастающие количества бензола требуются химической промышленности для
производства красителей, медикаментов, пластмасс, синтетического каучука,
нейлона и т. д.
Выход бензола на
1 кг взятого в
переработку угля посредством
вакуума можно увеличить.
Некоторое количество
бензола (по некоторым
данным менее 2%)
можно также получить из
каменноугольной
смолы, которая вообще
перерабатывается со
значительным выходом дес-
тиллатного продукта,
применяемдгов качестве
I
Угольный остаток
Фиг. 3. Схема процесса экстрагирования угля:
/ — уголь, 2 — тетралин, фенол; 3 — экстрагирование; 4 —
фильтрация; 5 — отгон растворителя; 6 — выделение нафталина;
7 — регенерация тетралина.
топлива для крупных
стационарных дизелей.
Для этого смолу
разделяют на четыре
фракции (легк\ю, отделяющуюся до 170° С, среднюю — до 230° С, тяжелую —
до 270° С и остаток) Некоторое количество бензола (относительно очень
небольшое) извлекают из легкой фракции и головной части средней
фракции. При этом среднюю фракцию далее разделяют на карболовую
(до 195е С), нафталиновую (до 220° С) и тяжелый остаток.
3. Процесс экстрагирования угля (фиг. 3), разработанный Pott—Broche.
При этом образуется похожий на асфальт, твердый и беззольный экстракт,
который может служить сырьем для деструктивной гидрогенизации под
высоким давлением и, вероятно, найдет и другие области применения
(см. ниже).
85

4. Газификация угля, происходящая при температуре красного каления
с подводом воздуха и в необходимых случаях водяного пара. В результате
процесса образуются генераторный газ и зола. При газификации в процесс
часто включают предварительное полукоксование для получения первичных
смол, являющихся сырьем для деструктивной гидрогенизации под высоким'
давлением. Генераторный газ или водяной газ используют для синтеза угле-
Еодородов по способу Fischer—Tropsch, для синтеза метанола и других
спиртов или получения водорода, применяемого для деструктивной
гидрогенизации и других промышленных целей.
Природный и другие горючие газы
Горючие газы представляют интерес прежде всего потому, что они
непосредственно используются как топлива в виде сжатого или сжиженного газа.
Но в гораздо больших количествах горючие газы используются в процессах
произЕодства топлив.
Горючие газы можно подразделить на газы природного происхождения
(естественные) и искусственные. В эту классификацию следует включить
«полуприродные» газы (продукты подземной газификации), которые еще
не приобрели большого народнохозяйственного значения.
Природный газ находится, как правило, под очень высоким давлением,
так что в благоприятных случаях его можно вести непосредственно по
дальним газопроводам высокого давления к химическим заводам или к другим
крупным потребителям. Бурение скважин для добычи газа, чаще всего
метана, ведут во многих местностях. Метан — очень хороший компонент
бытового (городского) газа, так как он обладает очень высокой
теплотворной способностью. Он также находит применение в качестве сжиженного
(баллонного) газа, однако перед этим его следует подвергать химической
очистке, особенно от серы.
Природные газы, получаемые попутно при добыче нефти, кроме метана
содержат также высшие углеводороды, чаще алканы (пропан, бутан и т. д.).
Посредством охлаждения, адсорбции и других способов из этих газов
можно получать газолин (очень летучий бензин) и сжиженные газы с
выделением в остатке газообразного метана. Обычно газы, получаемые при добыче
нефти, направляют на заводы, где они являются основным сырьем для
химических процессов переработки нефти, ставших чрезвычайно разнообразными.
Природный газ растворен в нефти и вытесняет ее из пропитанных ею пород
через скважины. Иногда под давлением газов нефть выходит из устья
скважины в виде фонтана.
Продукты подземной газификации получаются при поджигании в пласте
бедных, неразрабатываемых каменноугольных пластов и залежей горючих
сланцев. Известно, что пожары в угольных копях и отвалах очень трудно
поддаются тушению. Посредством анализа отсосанного газа из такого
самопроизвольно возникшего очага горения можно убедиться в том, что этим
способом действительно можно получать огромные количества хотя и бедного,
но все же горючего газа. Вполне удовлетворительно прошли опыты по
подземной газификации и полукоксованию сланцев. Большое значение такие
методы могут приобрести при их применении на заброшенных
нефтепромыслах, где, как известно, остается до V3 запаса нефти вследствие экономической
нецелесообразности добывания этих остатков.
Искусственные горючие газы получаются при полукоксовании,
коксовании или газификации сланцев, дров, торфа, бурого угля, каменного угля.
Большая часть этих газов находит рациональное применение в самой
топливной промышленности При газификации образуются водород, окись углерода
и метан, являющиеся важнейшими составными частями горючих газов.
Основная масса метана получается на азотных заводах посредством
низкотемпературного разделения коксового газа, содержащего 25°о "метана.
К искусственным горючим газам, которые используются только
непосредственно для сжигания, относится канализационный газ, получаемый броже-
86

нием отстойной массы городских сточных вод. Канализационный газ после
очистки от углекислоты и сероводорода (промывка водой) содержит
значительное количество метана. Подобный газ получают при брожении навоза.
Но искусственные горючие газы очень часто образуются в топливной
и химической промышленности как отходы некоторых определенных
процессов. Эти газы могут стать полноценным сырьем в другом процессе.
Современная переработка топлив, а технологические процессы заводов химической
переработки нефтяного сырья особенно, основана на умелом сочетании
такого рода смежных процессов.
Искусственным горючим газом является также ацетилен,
представляющий собой основу синтеза углеводородов методом Reppe.
Нефть
Нефть — важнейшее топливное сырье. Одновременно нефть дает
смазочные масла, уменьшающие трение в машинах и, следовательно, являющиеся
средством достижения экономии топлив.
Утверждают, что на непроизводительное бурение затрачивают
приблизительно столько же средств, сколько на бурение скважин, дающих нефть.
Но это, по-видимому, преувеличено.
Чтобы найти нефть, необходимо, по
мнению геологов, открыть подземный
«соляной купол». Так называемая
«первичная» нефть всегда встречается
вблизи соляного купола, но не у
каждого купола есть первичная нефть.
«Вторичную», т. е. переместившуюся,
нефть иногда можно обнаружить далеко
от «соляных куполов».
Для обнаруживания «соляного
купола» имеются два современных
метода, которые все более себя
оправдывают. По первому методу в
скважинах производят небольшие взрывы
и исследуют характер изменения
отраженных волн, зависящий от свойств
подземных пластов. По второму
методу — гравитационному — можно
составить представление о плотности
подземных пород.
Изредка нефть появляется на поверхности самопроизвольно. Иногда
нефтеносный песок можно добывать в копях.
Родственными нефтеносным породам, добываемым в копях, являются
озокерит (горный воск), асфальтовый песок, сланцы и даже кизельгур.
Обычно нефть добывается в жидком состоянии. При благоприятных условиях
нефть выбрасывается из скважины попутным газом в виде фонтана. В
обычных случаях нефть приходится откачивать или черпать. Однако без
специальных мероприятий из пористого песчаника или других пород отделяется
не более 2/3 имеющейся в них нефти. Выход нефти удается увеличить
посредством глубинных взрывов, а также рациональным нагнетанием воды и газа
в концентрически расположенные скважины.
С течением времени нефтяные скважины стали очень глубокими; в
настоящее время их наибольшая глубина достигает 2—3 км.
Нефть все в большей степени становится химическим сырьем. Разницу
между простой перегонкой нефти (фиг. 4), наиболее распространенным
способом — современным термическим крекингом и новейшим высшим
достижением — деструктивной гидрогенизацией могут наглядно пояснить
цифровые данные.
87
го
Объем
Фиг. 4. Фракционная разгонка сырой
нефти:
/ — легкий бензин; 2 — тяжелый бензин,
3 — керосин; 4 — газойль; 5 — сырая нефть.

Можно различить следующие составные части нефти, которые получают
простой перегонкой:
1) метан;
2) высококалорийный газ;
3) газолин (пусковой бензин, газовый бензин);
4) бензин;
5) бензин-растворитель;
6) осветительный керосин и лигроин;
7) тракторный керосин и дизельное топливо;
8) легкие индустриальные масла;
9) машинные масла;
10) котельное топливо;
11) высоковязкие смазочные масла;
12) остаток (брайтсток).
Как упоминалось, нефтяная промышленность развилась в чрезвычайно
многогранную химическую промышленность, и способы производства топлив
из нефти в настоящее время в значительной мере стали по-настоящему
сложными химическими процессами. Химическая переработка нефти так
развивается, что освоен даже метод получения бензола из нефти (Shell в США).
Сланцы
Горючими сланцами называют особые ископаемые. Их подвергают
полукоксованию, причем выделяются газ и смола, из которых можно получать
продукт, подобный бензину, дизельное топливо, твердый парафин и др.
В период войны горючие сланцы пытались переработать в жидкие топлива.
Были испытаны различные методы: полукоксование в кучах, подземное
полукоксование, полукоксование в ретортах, газификация в генераторах
различного типа и т. п.
Однако опыты не привели к положительным результатам. Переработка
будет рентабельной только в том случае, если громадные массы примесей,
состоящих в основном из извести и глины, каким-либо способом будут
рационально использоваться (например, для строительства). Кроме того, горючие
сланцы, образовавшиеся из животных организмов (от ракушек и рыб до
ихтиозавров), при полукоксовании дают газы и смолы (ихтиол), обладающие
чрезвычайно неприятным запахом. Трудности возникают также вследствие
высокого содержания серы в продуктах переработки горючих сланцев. Попытки
переработки горючих сланцев другими методами, как, например,
экстрагированием или выпариванием, до сих пор остались безуспешными.
ХИМИЧЕСКИЕ И ТЕРМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ТОПЛИВ
Состав топлив
Как указывалось выше, топлива получают отделением нежелательных
составных частей сырья от полезных превращениями или формированиями
молекул топлив, а также смешением последних. Основные методы
переработки топливного сырья настолько многообразны и так тесно переплетаются,
что практически невозможно указать строго определенный процесс
переработки для получения какого-либо топлива.
Обычно в первую очередь стремятся освободить топлива от золы, серы,
кислорода и других нежелательных примесей, создать соответствующие
условиям применения топлива размеры и структуру молекул, особенно
в отношении содержания водорода, количество которого в большинстве
случаев увеличивают гидрогенизацией.
В химическом отношении важнейшие современные топлива можно
подразделить на углеводородные (бензин, бензол, лигроин, дизельное топливо)
и имеющие меньшее значение спирты (этанол, метанол, изобутиловый спирт).
Углеводороды состоят исключительно из углерода и водорода. Спирты

и используемые иногда в качестве компонентов топлив эфиры и кетоны
содержат, кроме того, кислород.
Химическое строение углеводородов различное. Каждый атом углерода имеет четыре
валентности, а каждый атом водорода — одну Таким образом, вполне можно себе
представить углеводороды составленными из атомов углерода и водорода Если у атома углерода
все четыре валентности насыщены водородом, то получим молекулу метана. Если шесть атомов
углерода соединены в одну цепь и четырнадцать валентностей, не связанных при
образовании цепи, насытить водородом, то получим гексан (С6Н14). Так образуются закономерные
ряды углеводородов (см. ниже).
Члены метанового ряда, называемые алканами, до пропана и бутана,
входят в состав сжиженных газов (табл. 2); углеводороды от пентана до нонана
Таблица 2
Алканы
Формула
сн4
С.Н6
с3н8
QH10
С5Н12
CgHx4
QH18
Наименование
Метан
Этан
Пропан
Бутан
Пентан
Гексан
Гептан
Октан
Н
|
н —с—н
1
1
н
н н
1 1
1 1
Н —С —С— Н
1 1
1 1
н н
н н н
1 1 1
н—с—с—с-
1 1 1
1 1 1
н н н
н н н
1 1 1
1 1 1
Н—С—С—С-
1 1 1
1 1 1
н н н
н н н
1 1 1
Н—С—С—С—
1 1 !
1 1 1
н н н
н н н
1 1 1
Н — С — С — С —
1 1 1
н н н
н н н
1 1 1
"| 1 ~!
н н н
н н н
1 1 1
н—с—с—с—
1 1 1
н н н
Структура
н
н
1
1
с-
1
1
н
н
1
1
1
н
х —и —х
н
1
С-
1
н
н
1
С-
1
н
-н
н
I
-С —
1
1
н
н
1
-С —
1
н
н
1
-С —
1
н
н
1
-С —
1
н
н
н
1
Q
1
н
н
1
С —
1
н
н
1
Q
1
н
н
н
1
с —н
1
н
н н
1 1
с —с —н
1 !
н н
89

являются составными частями бензина; более высокие члены ряда входят
в состав тяжелого бензина, керосина, газойля и т. д. до твердого парафина.
Общая формула алканов СлН2л+2.
Алканы в большом количестве содержатся в пенсильванской нефти и в
продуктах синтеза по методу Fischer и Tropsch. Из всех углеводородов они самые
богатые водородом. Низшие газообразные члены этого ряда обладают высокой
детонационной стойкостью, средние (летучие) — склонны к детонации,
а высшие (высококипящие) сильно детонируют. Дизельные топлива,
состоящие из алканов, обладают очень хорошей воспламеняемостью.
Но углеродные атомы объединяются не всегда в длинные цепи, а образуют
разветвленные цепи. Примером может служить 2,2,4-триметилпентан * или
изооктан С8Н18 с температурой перегонки 99,2° С и удельным весом 0,692:
Н Н
I I
н н —с —н н н —с —н н
I I I I I
Н —С С С С С —Н.
I I I I I
Н Н —С —Н Н Н Н
I
н
Изооктан очень устойчив в отношении детонации, поэтому его принимают
за основу при оценке антидетонационных свойств топлива (октановое число
его принятоза 100**).Октановое число, равное нулю, присвоено углеводороду,
состоящему из прямой цепи семм углеродных атомов, т. е. нормальному
гептану, который легко детонирует.
Но гептан обладает очень хорошей воспламеняемостью в дизеле.
Родственный ему по структуре молекулы цетан (С1вНм)*** настолько склонен к
самовоспламенению в дизеле, что его использовали как эталон высшей
воспламеняемости в шкале оценки дизельных топлив.
Алканы с разветвленной цепью (изоалканы) значительно более стойки
в отношении детонации, чем алканы с прямой непью. При производстве
бензина, исхсдя из этого, применяют алкилирование—процесс, в результате
которого образуются углеводороды с разветвленной цепью. Изоалканы
обладают чрезвычайно высокими антидетонационными свойствами. В настоящее
время они производятся синтетически для использования в качестве
высокооктановых компонентов, прежде всего авиационных бензинов.
Изоалканы тоже имеют общую формулу СлН2л+2. Их температура
кипения также повышается с увеличением числа атомов углерода в молекуле.
Но два атома углерода могут быть связаны не только одной валентной
связью, но и двумя или тремя. При этом соответствующее число валентностей
остается свободным для насыщения водородом. Такие углеводороды, имеющие
двойную связь, называют алкенами. При разрушении двойной связи
молекула алкенов может вновь присоединить два атома водорода. Кроме того,
двойная связь способствует разложению молекул (например,
смолообразованию).
Ацетилен С2Н2, имеющий тройную связь, химически неустойчивее и
обладает значительно большей энергией, чем соответствующий насыщенный угле-
* Цифры в таком обозначении углеводородов указывают, к какому атому углерода в цепи
присоединена боковая цепь. Прим ред
** Нормальный октан (с прямой ветвью), напротив, очень сильно детонирует и склонен
к самовоспламенению
*** Цетан используют вместо применявшегося ранее цетена (С^Н^), который вследствие
наличия двойной связи обладает худшей воспламеняемостью (отношение 1 : 0,862) и, кроме
того, менее стабилен. Цетановое число 100 соответствует цетеновому числу 116.
90

водород этан С2Н6. Ниже приведены структурные формулы углеводородов
с одной, двумя и тремя связями:
н
1
1
н —с
1
1
н
н
1
с
1
н
н
1
— С —Н (этан);
1
1
Н
н
1
= С (этен);
1
Н
Н — С = С — Н (ацетилен).
Фиг. 5. Шести членное кольцо бензола.
Алкены содержатся во многих нефтях и образуются в больших
количествах при крекинге и некоторых процессах синтеза. Так как алкены в
известной мере стабильны, то стремятся, чтобы они присутствовали в топливах для
карбюраторных двигателей. Этим путем обычно заметно улучшаются
антидетонационные качества топлив. Алкены
могут иметь прямые или в большей или
меньшей степени разветвленные цепи.
Состав углеводородов в соответствии
с числом двойных и тройных связей
выражается общей формулой СпН2п (алкены) при
одной двойной связи, СПН2Л_2 (алкадиены)
при одной тройной связи и т. д.
Кроме того, углеводороды могут
объединяться в циклы (кольца) посредством
соединения обоих концов цепи с потерей
двух атомов водорода. Особенно
распространены шестичленные кольца (фиг. 5),
но встречаются пятичленные и
шестичленные многоядерные циклические
углеводороды. Кольца могут связываться
самыми различными способами и могут иметь боковые цепи с
разветвлениями. Если кольцо образовалось непосредственно из углеводородов алка-
нового ряда посредством соединения его концов, то его химический состав
будет СпН2л, т. е.'для обычного шестичленного кольца С6Н12. Такой
углеводород по физическим характеристикам будет похож на алканы. Эти
углеводороды называют цикланами. Если же углеводород содержит только
половину атомов водорода, что может быть объяснено также двойными
связями (формула СлН2/7_6), то появляются совершенно новые свойства <
Например, бензол С6Н6 при горении открытым пламенем образует сажу
и обладает очень высокими антидетонационными свойствами. Ароматические
углеводороды (как называют углеводороды с одним или несколькими такими
кольцами) имеют малую склонность к воспламенению и соответственно
устойчивы против детонации. Они содержатся главным образом в каменноугольных
маслах и получаются при выработке синтетического бензина (ароматизация).
Цикланы находятся в некоторых прямогонных бензинах, известных
высокими антидетонационными свойствами.
В табл. 3 приведены октановые числа и структура некоторых
углеводородов.
91

Если молекула углеводорода химически соединяется с двухвалентным
кислородом, то образуются (в зависимости от расположения кислорода
в молекуле) спирты, эфиры, кетоны или кислоты, например:
Н Н СН3 —С —СН3 (ацетон);
I I II
Н — С — С — О — Н (этиловый спирт); °
Н Н
С2Н6 — О — С2Н5 (этиловый эфир);
О
//
СН3 — С (уксусная кислота).
О —Н
Таблица 3
Группа

углеводородов
Алканы
Алкены
Изоалканы
Цикланы

Ароматические
Формула
С6Н14
с6н]2
6 14
6^ 12
««.
Характерные
Наименование
Гексан
Гексен
2-2-диме-
тилбутан
Циклогек-
сан
Бензол
свойства некоторых
углеводородов
Структура
н н н н н н
1 1 1 1 1 1
Н—С—С—С—С—С—С—Н
1 1 I I I I
н н н н н н
н н н н н н
1 1 1 1 1 1
Н—С=С—С—С—С—С
1 1 1 1
1 1 1 1
н н н н
н
1
н н —с—н н н
I 1 II
1 1 II
Н —С — С — С —С—Н
1 III
н с н н
н н
1 С н
п с п
н н
н с
с—н
с—н
1
н
1емпера-
тура
кипения
в °С
69
62
50
80
80

Октановое число
27
80
101
84
105

Плотность
в г/сма
0,662
0,673
0,649
0,778
0,878
92

см/сек
400
300
200
100
А
13
Л
Ш
7
i
л
/ ^
6
\
\
25
50
Соединение молекулы углеводорода с кислородом сопровождается
снижением теплотворности и повышением антидетонационных свойств. При этом
наблюдается склонность к сгоранию без образования сажи (низшие члены
ряда сгорают даже несветящим голубым пламенем).
Горение топлив
Под горением, вспышкой, взрывом, детонацией понимают явления,
которые главным образом относятся к окислительным процессам, обыкновенно
связанным со значительным выделением тепла и соответствующим
повышением температуры и давления. Эти процессы в большинстве случаев
сопровождаются световыми явлениями и развиваются со значительными
скоростями в пределах стационарного равновесия (пламя), распространением
фронта пламени (сгорание в карбюраторном
двигателе) или гомогенной реакцией
(детонация). Медленно протекающие реакции
подобного рода, как ржавление железа или
гниение древесины, обычно характеризуют
иначе. Реакция горения может
распространяться поступательно или происходить
одновременно в объеме гомогенной среды.
Воспламенению очень часто
предшествует предварительное окисление,
возникновение «очагов воспламенения». Такие
предварительные реакции идут в известной
последовательности. Первоначально
возникают, обычно в избытке, неустойчивые
соединения, так что, например, при сгорании
водорода сначала образуется не вода, а
перекись водорода, при сгорании
углеводородов— сначала не вода и углекислый газ,
а сложные пероксиды и т. п. Такие пред-
пламенные реакции возникают в двигателе
сами по себе вследствие повышения
температуры и давления в процессе сжатия. Если,
например, при выключенном зажигании
прокручивать карбюраторный двигатель от постороннего источника, то
топливно-воздушная смесь, подвергшаяся только воздействию высокого
давления и высокой температуры сжатия, выйдет из двигателя, имея
в своем составе значительные количества пероксидов и других продуктов
беспламенного, не совершающего работу «тихого сгорания».
Предпосылкой для горения является предварительно произведенное или
достаточно быстро совершающееся смешивание реагирующих веществ
(смесеобразование); кроме того, их количественное соотношение для данных
условий (температуры и давления) должно находиться в пределах,
обеспечивающих горение смеси. При этом для случая перемещающегося или
стационарного пламени скорость сгорания изменяется в широких пределах в
зависимости от свойств топлива и состава смеси.
На фиг. 6 показаны скорости сгорания различных газообразных топлив
в воздухе при нормальном давлении в зависимости от состава смеси, а на
фиг. 7 — смесей бензина (кривая /) и метанола (кривая 2) с воздухом.
Кривые скорости сгорания показывают, что наивысшие для данного топлива
скорости сгорания обычно достигаются не при теоретическом составе смеси,
а при несколько обогащенной смеси, т. е. при коэффициенте избытка воздуха
X = 0,9. Максимальная скорость сгорания обычных топлив составляет
всего около 2 м/сек, а таких бурно реагирующих газов, как ацетилен и
водород, — всего 3—5 м/сек. Следовательно, максимальные скорости сгорания
топливно-воздушных смесей значительно меньше обычных скоростей поршня
93
Фиг. 6. Скорости сгорания в см!сек
различных топливно-воздушных
смесей в зависимости от
количества воздуха в %:
/ — ацетилен; 2 — водород; 3 — этен
С2Н4; 4 — пропен С3Нв; 5 — метан
СН4; 6— окись углерода СО.

vn/сек
2,0
1,5
1,0
0,5
О
J
1 '"
\^2
\\
\
\
\
о
0,5
1,0
1,5
Фиг. 7. Зависимость скорости
сгорания топливной смеси v от состава смеси
(коэффициента избытка воздуха А):
/ — бензин; 2 — метанол.
в современных двигателях внутреннего сгорания (3—18 м/сек — в
авиационных, автомобильных и мотоциклетных двигателях; 6—12 м/сек—в
дизелях).
Из этого следует, что в двигателях вследствие вихревого движения смеси
(возникающего, в частности, из-за соответствующей компоновки камер
сгорания) скорость сгорания значительно повышена. Среднюю скорость сгорания
в двигателях при сгорании без детонации можно считать равной 20 м/сек.
Для исследования этого явления, с помощью «лупы времени»
систематически фотографировали протекание сгорания гомогенных смесей сначала
в трубах, т. е. при распространении сгорания в одном направлении (работы
Dixon и Schmitt). При этом было установлено, что до тех пор, пока фронт
пламени в трубе может свободно перемещаться, сгорание идет с
упомянутыми низкими скоростями. Но
передвигающийся фронт пламени имеет склонность
образовывать вихри (шероховатости
стенок способствуют этому), в результате
чего скорость распространения фронта
пламени значительно возрастает. Эти
явления усиливаются в таких горючих
смесях, теплота сгорания которых
достаточна для поддержания горения. Если
труба заглушена с одной или обеих
сторон, перемещающееся пламя обусловливает
повышение давления и температуры части
смеси, еще не участвовавшей в реакции,
и скорость сгорания становится еще
больше. Предпламенные реакции,
постепенно ускоряясь, дают вспышку и,
наконец, приводят к детонации, которая
мгновенно вызывает рост скорости распространения детонационной волны
почти до тысячекратного значения обычной скорости сгорания. При
этом, подобно взрывчатым веществам, вследствие временной концентрации
происходит практически мгновенное сгорание (ультразвуковой эффект).
Гомогенная детонация означает, что состояние данной смеси стало
химически неустойчивым, что порог энергии активации превзойден благодаря
высокой температуре и давлению, следовательно, результатом этого должна
быть практически мгновенная реакция.
Эти процессы усложняются еще тем, что возникают волны высокого
давления, обладающие свойствами ультразвуковых волн, которые
перемещаются и отражаются со скоростью звука, достигающей при таких давлениях
и температурах очень высоких значений. Это представляет собой процесс
детонации, происходящий в двигателе, который, согласно данным,
полученным с помощью фотографирования камеры сгорания работающего двигателя
через кварцевое окно, характеризуется тем, что в несгоревшей части смеси,
поджатой и нагретой в наиболее нагретом месте в процессе распространения
обычного фронта пламени камеры сгорания, возникает встречный фронт
пламени.
Эти соображения сразу позволяют понять сущность детонационной
стойкости и воспламеняемости топлив.
Топливо для карбюраторного двигателя должно быть химически
устойчиво и, несмотря на высокие температуру и давление, не воспламеняться
до тех пор, пока фронт пламени от искры не распространится по всей камере
сгорания.
Напротив, дизельное топливо должно быть настолько химически
неустойчиво, чтобы сгорание начиналось с возможно малой задержкой
воспламенения при поступлении первых же капель топлива в нагретый вследствие
сильного сжатия воздух, В результате этого температура и давление в камере
сгорания настолько повышаются, что дальнейшее сгорание происходит
94

без задержки воспламенения в соответствии с законом подачи топлива.
Интересно, что до сих пор нет дизеля, который работал бы на когазине
(продукт, получаемый при синтезе по способу Fischer — Tropsch), имеющем»
цетановое число около 100. Обычные дизели при применении этого «слишком
хорошего» дизельного топлива работают жестко.
Отсюда вытекает общность понятий антидетонационных свойств и
воспламеняемости. Речь идет об одном и том же физико-химическом свойстве
топлив, но рассматриваемом с противоположными знаками.
Антидетонационные свойства оцениваются октановым числом (04), определяемым
различными методами, а воспламеняемость — цетановым 1 числом (ЦЧ). По мнению
Wilke, октановые и цетановые числа можно количественно пересчитывать
по следующим формулам 2:
ЦЧ = 60 — 0,50 ОЧ;
04- 120 — 2 ЦЧ.
Определение октанового и цетанового чисел связано с определенными-
условиями опыта и конкретной конструкцией двигателя. Поэтому эти методы
являются, так сказать, технологической пробой.
Если удастся выявить нижние пределы воспламеняемости 3 и
детонационной стойкости 4, другими словами, границы химической нестабильности
и стабильности топлив, независимо от двигателя и перейти от
технологических понятий (ОЧ и ЦЧ) к физико-химическим, то станет возможным
раскрытие понятия характера сгорания и введение для происходящих при
том или ином характере сгорания явлений научно обоснованных критериев
и оценочных показателей б.
Скорость сгорания, как уже упоминалось выше, зависит от давления,
температуры, состава смеси и, конечно, от качества смешения, т. е. от
величины рассстояния между молекулами топлива и кислорода. Для
достижения высокой степени однородности смеси применяют карбюратор (в
карбюраторных двигателях), смесители (в газовых двигателях) и форсунки (в
дизелях). Получению однородной смеси способствуют подогрев и организованное
движение воздуха в камере сгорания (вихреобразование).
При образовании горючей смеси в карбюраторе, кроме устройств для
обогащения смеси при пуске и сложных приспособлений для правильного
дозирования топлива и воздуха, главным образом используется принцип
образования топливно-воздушной эмульсии с помощью торможения топлива
воздухом. Это дает возможность очень тонко распыливать жидкое топливо
в засасываемом в двигатель воздухе. Для карбюрирования топлив, имеющих
сравнительно плохую испаряемость, кроме того, хорошие результаты дает
применение специальных карбюраторов и значительно суженных
всасывающих коллекторов, которые автоматически включаются попеременно в
зависимости от угла открытия дроссельной заслонки. При подогреве топлива или
воздуха с целью улучшения испарения ухудшается наполнение цилиндроа
1 Цетеновое число устарело; формула пересчета: цетановое число = 0,862 цетенового
числа.
2 Это не вполне точно, поскольку октановые числа определяются при различных
постоянно совершенствуемых условиях опыта (старый исследовательский метод, новый
исследовательский метод, моторный метод и т. д.).
3 Близко к свойствам метанола: 04=140 (ЦЧ«—10).
4 Близко к свойствам дивинилового эфира: ЦЧ=160 (!) (ОЧ » — 200).
5 Это может стать интересным и практически иенным потому, что стереометрические
и акустические влияния на процессы сгорания в двигателе (двигатели Hesselman, Texaco),
а также влияние формы камеры сгорания (в дизелях воздушный аккумулятор, предкамера
и г д.у приобрегают возрастающее значение и при этом становится полезным выяснение
основного критерия в зависимости только от свойств топлива Детонационную стойкость топлива
можно тогда определить через концентрацию химически неустойчивых компоненюв в сжагой
смеси (с поправкой на температуру).
95

свежей смесью и этим снижается развиваемая двигателем мощность (фиг. 8).
Количество жидкой пленки, конденсирующейся на стенках впускного
коллектора, может быть уменьшено посредством «срывных кромок» и
аналогичных конструктивных мер.
При образовании газо-воздушных смесей за достаточно продолжительное
время газ и воздух сами по себе образуют однородную смесь вследствие
диффузии. Но смесеобразование в двигателе должно происходить очень
быстро. При таких условиях в действительности могут очень легко
возникать неперемешанные струи газа. Поэтому следует со всей тщательностью
соблюдать правила конструирования
смесителей (фиг. 9). Смесеобразование
в дизелях характеризуется тем, что за
очень короткое время частицы жидкого
топлива, выходящие из форсунки,
должны возможно полно и равномерно
распределяться в воздушном заряде.
Этому в значительной степени может
способствовать перемещение воздуха
в камере сгорания.
В процессах смесеобразования и
сгорания, происходящих в современных
поршневых двигателях, большое
значение приобретает газодинамика.
Пределы воспламеняемости особенно
сильно зависят от давления и
температуры. При повышении давления
интенсивность процесса сгорания растет.
Если при сгорании топливо и воздух находятся в стехиометрическом
соотношении, то в результате образуются только углекислый газ и пары воды.
Вследствие наличия кислорода в составе самого топлива потребное для
полного сгорания количество кислорода воздуха уменьшается. Приведенная
800
600
ьоо
200
//
——...
г
=5=
===
-20 -10
10 20 30 40 °С
Фиг. 8. Зависимость теплотворности
в ккал/мъ топливно-воздушных смесей от
температуры подогрева в °С (абсолютное
давление 700 мм рт. ст.; А = 1,0):
/—бензол; 2—бензин; 3—метанол; 4—этанол.
Неправильно
Прабипьно
Фиг. 9. Правильная и неправильная конструкция газо-воздуш-
ного смесителя.
ниже формула действительна для теоретического процесса сгорания, т. е.
без недостатка или избытка воздуха: .
Таким образом можно вычислить количество воздуха, минимально
необходимое для полного сгорания какого-либо топлива (фиг. 10).
15
* Коэффициент -г- принимать при расчете в объемных долях; при расчете в весовых
53
долях необходимо псдаавлять коэффициент -г^.
96

1л бензина
Фиг. 10. Наглядное
представление
количества воздуха,
теоретически необходимого
для полного сгорания
топлива.
Теоретически необходимое количество воздуха для различных топлив
приблизительно составляет:
В мя/кг В кг/кг
Бензин и дизельное топливо 11,5 14,8
Бензол 10,2 13,2
Спирт 7,0 9,0
Сгорание может быть полным только при избытке воздуха (включая
и смазочное масло, попадающее в камеру сгорания и участвующее в горении).
Но и при избытке воздуха сгорание может быть
неполным, так как в камере сгорания имеются обогащенные
и обедненные зоны или сгорание идет не до конца г.
При недостатке воздуха сгорание, естественно, должно
быть неполным.
Неполнота сгорания может быть «селективной»
(сгорает вся масса топлива, но часть его сгорает не до
конца) или массовой (часть топлива сгорает полностью,
а другая часть вообще не участвует в сгорании).
В карбюраторных двигателях преобладает первый вид
неполного сгорания, а в дизелях — второй 2. При
избытке воздуха неполное сгорание в дизеле возникает
часто, а в карбюраторном двигателе только иногда.
Неполное сгорание в карбюраторном двигателе,
независимо от причины его возникновения, приводит
прежде всего к тому, что водород сгорает полностью,
а часть углерода сгорает не в углекислый газ, а в бесцветный
ядовитый газ — окись углерода: 2С + О2 = 2СО. Только при очень плохом
протекании процесса сгорания в
отработавших газах появляются, кроме того, водород,
метан, сажа и даже несгоревшее топливо.
При регулировании карбюраторного
двигателя необходимо выяснить два
обстоятельства:
1) правильна ли регулировка
карбюратора (т. е. осуществляется ли правильная
количественная и качественная дозировка
смеси);
2) не имеет ли место неполное сгорание,
несмотря на правильную регулировку
карбюратора (например, при неправильно
установленном угле опережения зажигания,
переохлаждении двигателя и т. п.).
Можно, конечно, просто исследовать
отработавшие газы на содержание горючих
составных частей (фиг. 11), например в
приборах с дожиганием смеси. Но этим
устанавливают сам факт неполноты сгорания или
определяют ее степень. Однако об этом
можно судить по снижению мощности,
развиваемой двигателем, и по повышению
расхода топлива. На вопрос о том, насколько
правильно отрегулирован карбюратор или
другие влияющие на процесс сгорания
13
90
86
82
%с
Фиг. 11. Результат анализа
отработавших газов (А = 1,2,
содержание N + О = 3%; штриховые
линии соответствуют А = 1,0,
сплошные А = 1,2):
/ — содержание О2 при Л = 1,2;
2 — вода, образовавшаяся при
сгорании. 3 — содержание СО2 в
отработавших газах, 4 — воздух, участвующий
в сгорании; 5 — точка росы.
1 Сгорание в двигателе часто идег не до конечных продуктов, т. е. не приводит к
химическому равновесию
г При сгорании в дизеле отношение Н • С в несгоревшем остатке значительно уменьшается.
Это объясняет причину появления в отработавших газах сажи или углистых частиц при
неполном сгорании в дизеле При неполном сгорании в карбюраторном двигателе получается
главным образом окись углерода, в дизеле — сажа.
7 Ьюссиен 97

агрегаты, газовый анализ с дожиганием не может дать ответа.
Анализатор Hartmann und Bratm, основанный на сравнении теплопроводности
отработавших газов и воздуха, представляет собой переносное устройство,
хорошо зарекомендовавшее себя применительно к карбюраторным
двигателям. Он позволяет непосредственно на движущемся автомобиле наблюдать
за составом рабочей смеси, сгорающей в двигателе.
Оба поставленные вопроса легко и с достаточной точностью решаются
посредством очень простого метода анализа продуктов сгорания.
При этом исходят из того, что каждое топливо при полном сгорании в смеси
с теоретически необходимым количеством воздуха дает отработавшие газы
с вполне определенным содержанием углекислого газа. Это число
называют максимальным количеством углекислого газа, так как ни при каких
обстоятельствах данное топливо не может дать продуктов сгорания с
большим его содержанием. Если смесь обогатить, то в продуктах сгорания
появляется окись углерода, и содержание углекислого газа уменьшается. Если
смесь обеднить, то в продуктах сгорания появится избыточный кислород,
и содержание углекислого газа будет снижаться.
Ниже приведены для примера максимальные количества углекислого
газа, получаемые при сжигании некоторых топлив:
(т_т .
-£- = 2,15) 14,7
Моторный бензол [—-= 1,50) 16,2
Спирт (-5- = 2,(Л 15,1
Максимальное количество углекислого газа можно легко рассчитать
(если известен весовой или элементарный состав топлив) по следующим
формулам. При расчете для кислородосодержащих топлив (таких, как спирт
и т. п.) необходимо вычесть количество водорода, соответствующее
количеству кислорода, содержащемуся в топливе (т. е. принимать во внимание только
«свободный» водород) 1:
(СП \ 21 21
100+ 19,7—^- _100+235<у0—-
Если известно максимальное количество углекислого газа для
исследуемого топлива, то анализ отработавших газов легко сделать. Как только
в отработавших газах будет обнаружено максимальное количество
углекислого газа, это будет означать, что имеется полное сгорание при
теоретически необходимом количестве кислорода.
Следовательно, регулировку можно несколько изменить в сторону
обеднения. Тогда отработавшие газы будут содержать почти максимальное
количество углекислого газа и некоторое количество свободного кислорода (окись
углерода отсутствует). Это является признаком того, что регулировка
карбюратора правильная и сгорание полное. Контролировать регулировку
карбюратора можно точкой росы продуктов сгорания (следует учесть
содержание водяных паров в воздухе), которая, впрочем, обычно весьма важна
в отношении коррозии 2. Очевидно, что при анализе продуктов сгорания
U
1 Отношение —^- можно также установить по методу Ostwald Weller анализом продуктов
:горания, образовавшихся при определении теплотворности в калориметре Junkers по резуль-
о/ \-\
'ату газового анализа. Если необходимо получить отношение л°_- , то полученное значе-
°/0С
ние надо разделить на 12.
2 Имеется в виду возникновение в двигателях электрохимической коррозии при
конденсации водяных паров, особенно опасное при значительном содержании серы в топливе, так
как SOS резко повышает точку росы и вместе с SO2 образует корродирующие кислоты.
Прим. ред.
98

достаточно определить только содержание кислорода и углекислого газа,
а содержание окиси углерода можно рассчитывать из этих данных. Это
практически означает значительное упрощение анализа, так как точное
определение количества окиси углерода затруднительно, а определение
количества кислорода и углекислого газа не вызывает никаких затруднений.
Однако при этом расчет становится сложным и он лучше выполняется по
номограммам. В номограмме для данного топлива подбирают и соединяют прямой
линией найденные на шкале точки, соответствующие содержанию кислорода
и углекислого газа по данным газового анализа. В точках пересечения этой
прямой с двумя другими шкалами непосредственно определяют избыток
(или недостаток) воздуха в процентах и процентное содержание окиси
углерода. Это позволяет надежно оценить регулировку и для наиболее часто
встречающегося в данных условиях скоростного и нагрузочного режима
двигателя повторно определить состав продуктов сгорания, уточнить
регулировку карбюратора, пока она не будет отвечать всем требованиям. Эта
операция очень проста, не занимает много времени.
По анализу отработавших газов из отдельных цилиндров можно
контролировать равномерность распределения смеси по цилиндрам, т. е. оценивать
конструкцию и качество изготовления всасывающего тракта.
Анализ продуктов сгорания дизелей при полной нагрузке указывает
на очень несовершенное использование заряда воздуха, что характеризуется
содержанием СО2, редко превышающим 10% (при малой нагрузке дизеля,
в противоположность карбюраторному двигателю, естественно, получается
очень большой избыток воздуха).
С помощью приведенных фор*мул можно рассчитать объем и вес
отработавших газов.
При подсчете объемных долей составляющих заряда свежей смеси следует
учитывать полноту испарения топлива. Если в цилиндры двигателя
засасывается чистый воздух, как в дизелях и других двигателях с
непосредственным впрыском топлива, то объем, занимаемый топливом, не учитывается.
Во всех других случаях изменение объема и соответственно парциального
давления зависит от молекулярного веса топлива.
Рассматривая теплотворность топливно-воздушных смесей теоретического
состава при давлении 700 мм рт. ст., что соответствует условиям средней
нагрузки карбюраторных двигателей, можно заметить, что она имеет
близкие значения для смесей, образованных углеводородами и спиртами, так как
относительно низкокалорийные топлива, содержащие кислород, могут ежи*
гаться в равном воздушном заряде в большем количестве. Значительное
отрицательное влияние на снижение теплотворности смеси оказывает
подогрев смеси (объемное расширение V273 на 1°С). Поэтому при сильном
подогреве может быть достигнута высокая экономичность, но двигатель не может
развить максимальной мощности.
Действие подогрева аналогично действию понижения давления на
впуске *. При непосредственном впрыске топлива в цилиндр двигателя и при
наддуве возникают обратные явления.
Мощность двигателя можно повысить посредством увеличения заряда
цилиндров за счет различных мероприятий. В первую очередь следует
обратить внимание на качественное и количественное наполнение. Качественное
наполнение возможно в случае хорошей очистки цилиндра от продуктов
сгорания предшествующего цикла, что, как известно, для двухтактных
карбюраторных двигателей является чрезвычайно сложной задачей. С другой
стороны, как это было известно уже Ricardo, остаточные газы являются
прекрасными антидетонаторами2. Поэтому продувку иногда преднамеренно
не делают настолько полной, насколько это было бы возможно.
1 Например, потеря мощности при работе двигателей в высокогорных условиях.
2 Получили распространение даже конструкции приспособлений для добавки
охлажденных продуктов сгорания к свежей смеси.
7* 99

Для количественного повышения наполнения, кроме соответствующей
компоновки и рационального выбора размеров впускных клапанов и фаз
впуска в четырехтактных двигателях и аналогичных мер в двигателях с
бесклапанным распределением, в последнее время особое значение придается
гидродинамической форме камеры сгорания, впускной и выпускной систем
и подбору всех трех элементов по их взаимодействию. Для двухтактных
двигателей было достигнуто повышение мощности приблизительно на 10%
м более.
Дальнейшего значительно большего увеличения весового наполнения
двигателя можно достигнуть посредством наддува с одновременным
увеличением объема камеры сгорания или без него. Нагнетатели с принудительным
механическим приводом типа Root и Zoller обычно применяются в
карбюраторных двигателях гоночных автомобилей. Турбокомпрессоры типа Buchi,
.работающие за счет энергии отработавших газов, находят применение в
конструкциях дизелей грузовых автомобилей, моторных лодок и т. д.
Охлаждение воздуха или смеси за нагнетателем также имеет существенное значение.
/В двигателях гоночных автомобилей для облегчения охлаждения процесс
^сжатия часто осуществляют в две ступени.
Повышение наполнения в результате охлаждающего эффекта
специальных топлив, имеющих большую теплоту парообразования, рассмотрено
подробнее ниже. Менее распространен способ повышения мощности с помощью
снижения содержания в смеси инертных газов (т. е. частичная замена
воздуха кислородюм) или посредством значительной добавки кислорода к
циркулирующим инертным газам в двигателях с циркуляцией рабочего тела.
ПРОЦЕССЫ ПРОИЗВОДСТВА ТОПЛИВ
В данном разделе приведен далеко неполный обзор многообразных
процессов, применяемых в современной топливной промышленности (особенно
в нефтеперерабатывающей промышленности). Топливная промышленность,
кроме моторных и котельных топлив, производит некоторое количество
других продуктов \ но даже процессы получения основных видов ее
продукции (топлива для карбюраторных двигателей, дизельные топлива и
смазочные масла) довольно сложны.
Брожение
Брожение как процесс производства топлив получает достаточно широкое
распространение только там, где возникающая в спиртовом производстве
барда может использоваться на откорм скота, где необходимо уничтожить
растительные отходы или сточные воды, содержащие органические вещества,
или где производство спирта в сравнении с транспортировкой бензина или
дизельного топлива экономически целесообразнее (некоторые тропические
страны). Все процессы брожения должны происходить в очень сильно
разбавленном растворе. Важно также точное поддержание на необходимом уровне
концентрации ионов водорода, т. е. соблюдение химической нейтральности
аанны в отношении кислот и оснований. В зависимости от вида и чистоты
используемых дрожжей, температуры, интенсивности вентиляции и прочих
условий ведения процесса, можно получать преимущественно или спирт,
или пищевые дрожжи, или совершенно иные продукты (жирные дрожжи).
Городские сточные воды, как известно, сбраживаются с получением
канализационного газа, выделение которого гораздо легче, чем выделение спирта
из барды. После очистки от углекислого газа и сероводорода
канализационный газ можно непосредственно использовать в двигателе, так как он
содержит в основном метан. Вследствие необходимости очистки городских сточ-
1 Например, ядохимикалии, растворители, искусственное волокно и т. д.
100

ных вод можно считать такой способ получения газа выгодным, хотя
эксплуатация очистительных устройств обходится не так дешево и затраты энергии
на сжатие очищенного газа в резервных емкостях до 350 атм для заполнения
рабочих баллонов газом под давлением 200 атм довольно высоки.
Сушка
Если топливо содержит много воды (как во всех случаях торф и частф»
бурый уголь), испарение которой потребовало бы количества тепла, превьь
шающего собственную теплотворность топлива, вопрос сушки приобретает
особое значение. Свежедобытый каменный уголь содержит мало влаги.
Нефть часто добывается вместе с большим количеством воды (чаще всего?
соленой), которая вследствие разности удельных весов почти полностью)
отделяется при отстое в емкостях (особенно при подогреве).
Бензин и бензол, которые могут считаться практически
негигроскопичными, все-таки растворяют в себе заметное количество воды. Растворимость
воды в бензоле выше, чем в бензине, причем с повышением температуры она
возрастает. Так возникают водяные подушки на дне цистерн и баков.
Особенно интенсивно вода выделяется при составлении бензино-бензольных
смесей, так как смесь обладает по отношению к воде меньшей растворяющей
способностью, чем каждый из компонентов. Выпадение воды находите»
в зависимости от количественного соотношения компонентов (см. ниже).
Сушку можно производить посредством вымораживания и фильтрации,
а также с помощью поглотителей влаги (жженая известь, соответственно*
обработанный гипс, обезвоженный медный купорос, хлористый кальций
и т. д.).
Адсорбция
Под адсорбцией понимают процесс образования на поверхностях
прочного слоя газов. Пористые вещества с чрезвычайно большой и к тому же
весьма активной поверхностью (например, активированный уголь, силика-
гель, жженый кизельгур — аморфная земля)1 способны удерживать
значительные количества газов или паров. При известных условиях адсорбенты
способны селективно улавливать некоторые пары, входящие в смесь с газом»
Так, активизированный уголь применяют для улавливания паров бензола
из коксового газа. Когда вся поверхность активированного угля,
находящегося в адсорбционной колонне, насыщается парами бензола, производится
десорбция с помощью перегретого водяного пара, после которой уголь
снова приобретает способность поглощать пары бензола. Подобные процессы
часто проводят с применением силикагеля. Адсорбирующая способность
поверхностно активных веществ значительно увеличивается при низкой
температуре и высоком давлении.
Адсорбция в жидкой фазе часто используется для очистки
(рафинирования) каких-либо топлив от высокомолекулярных соединений, в особенности
от смол, смолообразующих, красящих и дурнопахнущих веществ.
Абсорбция
В то время как при адсорбировании имеется твердый адсорбент и
адсорбируемое вещество удерживается как будто бы только на поверхности, пр»
абсорбции происходит непосредственное поглощение отделяемого вещества-
в жидком абсорбенте. Например, коксовый газ промывается встречным
потоком масла, выделенного из каменноугольной смолы, тетралина или
другого растворителя, хорошо растворяющего бензол, чем достигается отбор
паров бензола из газа. Из насыщенного раствора бензол отгоняется водяным*
паром, а регенерированный абсорбент возвращается в абсорбционную
колонну
' Один грамм активированного угля имеет поверхность 460 м2; силикагель по удельной?
поверхности близок к активированному углю.
101

Такой процесс используется в разнообразных вариантах при производстве
топлив. Условия ведения процесса (давление, температура, абсорбент)
часто выбирают вполне определенно, чтобы из смеси извлечь такой компонент,
который стремятся получить в чистом виде или удалить, если он являе^я
вредной примесью.
Например, из канализационного газа или генераторного газа выделяют
(как нежелательные примеси) промывкой в воде при повышенном давлении
углекислый газ и\сероводород; наоборот, из газов окись углерода выделяют
в чистом виде, растворяя ее в растворах солей меди. Подобно этому в
нефтеперерабатывающей промышленности из крекинг-газов промывкой в
растворителях (или в сжиженных газах под давлением) выделяют определенные
составные части с целью получения их как конечных продуктов или их
удаления.
Экстрагирование и селективное растворение
Экстрагированием можно назвать уже сам процесс вытеснения нефти
из пропитанного ею песчаника под давлением растворенных в ней
углеводородных газов или под давлением нагнетаемой в пласт воды, газов и т. д.
Из асфальтового песка можна экстрагировать битумы водяным паром,
перегретой водой под давлением, и, конечно, такими растворителями, как бензол
или трихлорэтен. Вообще при экстрагировании в некоторой степени можно
различать процессы без взаимного растворения и с простым или
многократным взаимным растворением. Конечно, это различие нельзя считать точным,
как, например, экстрагирование в фармацевтических лабораториях, которое
часто основано на поверхностном эффекте экстрагирования
конденсирующегося водяного пара.
Процессы селективного растворения получили широкое распространение
вследствие их применения в производстве смазочных масел. Примером может
служить процесс Duosol, при котором на сырье одновременно действуют
два различных растворителя г, из которых один хорошо растворяет
углеводороды, являющиеся желательными составными частями смазочных масел,
а второй — асфальт. Как экстрагирование можно рассматривать также
обработку буроугольной смолы ацетоном, 95%-ным спиртом, метанолом
и бензином для отделения креозота и склонных к полимеризации смолистых
веществ. Сюда можно отнести процесс Edeleanu, заключающийся в обработке
нефтей жидким сернистым ангидридом для выделения из них асфальто-аро-
матической части при переработке смолистых фракций с последующей
промывкой дихлорэтаном (см. ниже раздел «Очистка»). Экстрактами также
называют твердые беззольные топлива, получаемые процессом Pott u Broche
из бурого или каменного угля (см. ниже раздел «Гидрогенизация»).
Аналогично действие экстрагирующих веществ при применении их для
разделения азеотропных смесей.
Смешение
Вследствие движения молекул (так называемой диффузии) все
газообразные, жидкие и даже при достаточно тесном контакте твердые вещества
смешиваются одно с другим. Однако скорости диффузии настолько малы, что
для практических целей они, как правило, недостаточны.
Если залить в топливный бак автомобиля сначала бензол, а потом бензин,
то, несмотря на тряску при езде, смешение в достаточной мере не
произойдет, и из бака будет поступать сначала недетонирующий бензол, а затем
низкооктановый бензин 2.
1 Пропан и так называемый «селекто», состоящий из фенола и крезола. Прим. ред.
2 Это в большей степ _ни проявляется при добавке масла к топливу для двухтактных
карбюраторных двигателей (см. «Самосмешивающиеся» масла для двухтактных двигателей»).
102

Очень широко распространено предубеждение, что смеси углеводородов,
как, например, бензино-бензольные смеси, могут сами по себе расслаиваться,
хотя это на самом деле совершенно исключено.
Такое расслаивание смеси может возникать только при очень низкой
температуре, когда один из компонентов вымерзает и выпадает в твердой фазе;
смеси, содержащие спирт, расслаиваются при несколько более высокой
температуре с образованием двух жидких слоев. Расслаивание содержащих
спирт смесей обусловлено в первую очередь поглощением влаги и
понижением температуры.
Своеобразным видом разделения углеводородных смесей (в том числе
и бензино-бензольных) является выделение газов (растворенного воздуха,
метана, пропана) при повышении температуры или понижении давления
(образование паро-воздушных пробок в системе питания автомобильных
двигателей, возникновение пузырей в центробежных насосах
бензозаправочных колонок).
Выделенные из бензина или другого углеводородного топлива газы вновь
практически не растворяются в нем без внешнего воздействия. Небольшие
поверхности газовых пузырьков могли бы обусловить повторное растворение
газов в топливе только за очень длительное время.
Газы смешиваются довольно трудно. Вследствие этого газо-воздушные
смесители, предназначенные для двигателей, работающих на
генераторном газе, метане или сжиженном газе, должны быть сделаны таким образом,
чтобы во впускном трубопроводе не было неперемешивающихся струй газа
и воздуха, вызывающих перебои в работе двигателя и повышение расхода
топлива.
Само собой разумеется, что в промышленных установках трудность
смешения газов надлежащим образом учитывается. При этом стремятся
воспрепятствовать ламинарному течению газов и соответствующим подбором
скоростей, установкой завихрителей и смесительных сопел создать
вихревое, турбулентное движение, которое обеспечивает быстрое и полное
смешение.
То же можно сказать о смешении жидкостей. Бензин и бензол, например,
смешиваются в любых пропорциях и взаимно растворимы. Их удельный вес
отличается незначительно (0,86 кг/л бензол и в среднем около 0,74 кг/л
бензин). Однако эта небольшая разница достаточна для того, чтобы бензин
и бензол могли храниться в крупных емкостях, не смешиваясь в течение
нескольких месяцев. Слой смеси, находящийся между нижним слоем
(бензол) и верхним слоем (бензин), растет с течением времени медленно. Поэтому
для смешения жидкостей необходимо специальное устройство,
обеспечивающее интенсивное перемешивание в турбулентном потоке (циркуляционные
насосы, диффузоры, смесители и т. д.).
При смешении можно встретиться с некоторыми неожиданностями.
Так, например, при смешении бензина с бензолом может выпадать из раствора
вода, что уже было упомянуто выше. Иногда обнаруживается заметное
увеличение объема (уменьшение плотности), например:
Смесь бензин — бензол
Количество бензола в % к весу смеси 10 40 50 60 90
Увеличение объема смеси в % 0,17 0,43 0,55 0,55 0,21
Смесь бензин — спирт
Количество спирта в % к весу
смеси 10 12 14 16
Увеличение объема смеси в %♦ 0,08—0,32 0,14—0,32 0,20—0,34 0,25—0,36
* Более тяжелые бензины (0,746 кг)л) даю г при смешивании больший прирост объема,
чем легкие (0,713 кг/л).
103

Если смешивают, например, дизельное топливо, полученное из
каменноугольной смолы, которое обладает недостаточной воспламеняемостью,
с дизельной фракцией когазина, полученной синтезом по методу Fischer —
Tropsch (см. ниже) и обладающей наивысшей воспламеняемостью, то топливо
из когазина высаживает из каменноугольного топлива асфальт. Это явление
подобно селективному растворению, упоминавшемуся выше.
В настоящее время большое значение имеет процесс смешения бензина
с очень малыми количествами этиловой жидкости (содержащей
антидетонатор — тетраэтилсвинец и выноситель) для повышения его
антидетонационных свойств. Так как тетраэтилсвинец очень ядовит, для смешения его с
бензином необходима специальная аппаратура и соблюдение особых мер
предосторожности. Выделения этиловой жидкости из этилированного бензина
практически не происходит, несмотря на большую разницу в удельных весах
(этиловая жидкость — около 1671 г/л; бензин — около 740 г!л), однако
некоторые причины, например, наличие сернистых соединений в бензине, сильное
освещение и др., могут вызывать в большей или меньшей мере частичное
выпадение свинца.
Отбензинивание
Большинство нефтей содержат значительные количества углеводородов,
лежащих между низшими газообразными (тощий и жирный газ) и наиболее
тяжелыми бензиновыми фракциями, выкипающими при температуре 200—
220° С. Там, где это выгодно, для удобства последующего хранения нефти
без значительных потерь, сырую нефть непосредственно после отстоя песка
и воды отбензинивают. Под отбензиниванием понимают нагрев нефти
максимально до 200° С для выделения из нее растворенных газов и прямогонного
бензина. Охлажденные пары дают бензин с пределами выкипания 35—220° С,
а не конденсирующийся при нормальных условиях газ посредством сжатия,
охлаждения и адсорбции освобождается от очень летучего «газового»
бензина х (см. ниже) и направляется по газопроводам для использования в
промышленности, в быту или в качестве химического сырья.
Фракционная перегонка
Под фракционной перегонкой понимают постепенное нагревание какого-
либо вещества, способного к частичному или полному испарению. Очевидно,
при этом в первую очередь испаряются вещества с самой низкой температурой
кипения и наивысшей упругостью паров. Если эти вещества отгоняют
последовательно и отмечают соответствующую температуру выкипания, то
получают кривую разгонки. Кривые разгонки, полученные в стандартных
условиях (стандартная аппаратура и нормированная скорость перегонки),
служат одной из характеристик топлив и позволяют судить об их качестве.
Чтобы более четко разделить отдельные фракции, образующиеся пары
направляют в ректификационные колонны. Для усовершенствования
процесса перегонки создают разрежение и вводят водяной пар (особенно в тех
случаях, когда без этих мероприятий наблюдается термический распад
высококипящих веществ, сопровождающийся образованием асфальта и кокса).
Использование разрежения при получении дистиллатных смазочных масел
предложено Everett.
Фракционная перегонка в нефтяной промышленности служит для
получения из сырой нефти полупродуктов, перерабатываемых затем на бензин,
лигроин, керосин, газойль и остаток, применяемый в качестве котельного
топлива или перерабатываемый на смазочные масла. При переработке буро-
угольной и каменноугольной смолы производится аналогичное разделение
на фракции и, кроме того, удаление воды и выделение в остатке золы, асфальта
и смолистых высокомолекулярных соединений.
1 Газовый бензин служит компонентом при изготовлении товарных бензинов.
Прим. ред.
104

Фракционное разделение возможно также при нормальной температуре,
а также при низкой и даже весьма низкой температуре. Например, метан,
применяемый как моторное топливо, получают фракционным разделением
коксового газа, который сжижается под действием низкой температуры и
давления. Метан кипит при температуре —164° С.
Всякое химическое однородное вещество в чистом виде имеет
определенную температуру кипения. Вода, например, кипит при температуре 100° С.
Но большинство жидких топлив представляет собой сложные смеси
различных углеводородов, которые выкипают в некотором интервале температур
(соответственно кривой разгонки). Температуру, соответствующую середине
кривой разгонки, можно рассматривать как температуру кипения топлива.
Ее называют показателем испаряемости. Средний наклон кривой разгонки
чистого вещества называют показателем широты фракции. Подробнее об
этом см. ниже.
Фракционная конденсация
При фракционной перегонке конденсация отдельных фракций является
составной частью процесса. При фракционной же конденсации
предполагается, что сырье подвергается быстрому нагреву, например, в трубчатых
печах, а не постепенному нагреву с отбором выкипающих фракций, как при
фракционной перегонке. При быстром нагреве предотвращается разложение
крупных молекул. Поступая в эвапоратор, сырье почти полностью испаряется
и разделяется на фракции в соответствии с температурой конденсации в
ректификационной колонне.
Получение газового бензина из жирного газа, если оно производится
не посредством адсорбции, а с помощью низких температур и сжатия, тоже
может быть отнесено к фракционной конденсации.
Как фракционную конденсацию можно рассматривать процесс
освобождения каких-либо газов от углекислого газа, если он производится
посредством охлаждения (с применением сжатия или без него).
П олукоксован ие
Под полукоксованием понимают нагрев твердых топлив (торфа, бурого
угля, каменного угля) до температуры примерно 500° С. Для
интенсификации процесса полукоксования можно создать циркуляцию газа, разрежение
или вводить водяной пар. Продуктами полукоксования являются смола
и полукокс.
Смола и газы, получаемые при полукоксовании, в большей или меньшей
мере непосредственно используются как сырье в топливной промышленности,
а полукокс — после газификации. Из подсмольной воды получают аммиак,
уксусную кислоту и фенол.
Коксование
Под коксованием понимают нагрев твердых топлив, главным образом!
каменного угля, в герметических ретортах до температуры около 1200° С.
Циркуляция газа и подача водяного газа в этом процессе применяются редко,
а отсос газов производится при незначительном разрежении.
Коксохимия — широко развитая отрасль промышленности. Камеры для
получения кокса на коксовых заводах образуют целые батареи коксовых
печей. На городских газовых заводах, которые постепенно теряют свое
значение, коксование часто еще производится в железных ретортах, но в
некоторых местах они уже заменены камерами, сделанными из огнеупорного
материала. Коксовый газ имеет характерный состав, аналогичный составу
городского газа. В него входит метан, водород, окись углерода и как
нежелательная примесь — углекислый газ. При коксовании, вследствие очень
высокой температуры, углеводороды, входящие в состав летучих частей
топлива и в состав смолы, приобретают ароматический характер, в та
время как при полукоксовании преобладают ненасыщенные соединения.
105

Коксохимическая промышленность, как известно, является главным
поставщиком бензола и аммиака.
Кроме обычного процесса коксования каменного угля, известны процессы
коксования бурых углей, торфа и древесины, а также низкотемпературное
коксование каменного и бурого угля при температурах около 450° С.
Газификация
Под газификацией понимают превращение твердого или жидкого
топлива в горючий газ посредством неполного сжигания в присутствии воздуха
и воды. При газификации зола и шлак, содержащиеся в исходном топливе,
отделяются от горючей части, а беззольные топлива газифицируются без
остатка.
Методом газификации в газогенераторах \ кроме топливной
промышленности, широко пользуются в черной металлургии, керамической
промышленности и т. д. Малые газогенераторы, работающие по этому принципу,
применяются на автомобилях.
На первый взгляд может показаться очень неэкономичным превращение
твердого топлива в газ посредством неполного сжигания. Но, не говоря уже
о том, что в промышленных (стационарных) условиях тепло, выделяющееся
в газогенераторе, можно утилизировать, потери тепла в сравнении с
удобствами и преимуществами превращения твердого топлива в газ и
освобождения его в процессе газификации от золы следует рассматривать как
оправданные 2.
Не следует смешивать газификацию с отгоном летучих составных частей
топлива в процессе коксования или полукоксования, при котором за счет
нагрева при отсутствии воздуха образуется небольшое количество
высококалорийных газов и остается горючий остаток в виде кокса.
Хорошо налаженный процесс газификации должен давать свободный
от смол газ с возможно более высокой теплотворностью. При газификации
смолистых топлив смолы предварительно отгоняются либо при
полукоксовании (газифицируют свободный от смол полукокс), либо этот процесс
совершается непосредственно в газогенераторах специальной конструкции 3.
Газификация производится весьма разнообразными способами,
основанными на целесообразном применении и комбинировании следующих четырех
химических реакций:
1. С + О2 = СО2 + 97 000 клал/моль Полное „сухое сгорание"
углерода с большим выделением
тепла. Образуется негорючий
газ.
2 С + 1/2О2 = СО + 29 300 ккал/моль Частичное сгорание („сухая
газификация") со значительным
выделением тепла. Образуется
горючий газ
3. С + 2Н2О = СО2 + 2Н2 —
— 18 200 ккал/моль „Мокрое сгорание* углерода при
избытке воды со значительной
затратой тепла. Образуется
горючий газ
4. С+Н2О = СО + Н2 —
— 28 300 ккал/моль „Мокрая газификация" углерода
водой с большой затратой тепла.
Образуется высококалорийный
горючий газ.
1 В виде исключения применяется также подземная газификация сланцев, залежей
угля, не удобных для разработки, остаткоь нефти на истощенных нефтепромыслах и
применительно к сланцам газификация в кучах.
2 К. п. д. транспортных газогенераторов достигает 60%, при этом газ имеет
теплотворность 900—1300 ккал/м3у а газо-воздушная смесь — 500—700 ккал/м3 (что означает
значительное снижение мощности двигателя в сравнении с мощностью, получаемой при
пользовании бензином, дающим в смеси с воздухом 900 ккал/м3)
3 Термическое разложение (крекинг) смол в зоне горения редко удается произвести
достаточно полно.
106

Из рассмотрения этих уравнений видно, что теплотворность углерода,
составляющая 97 000 ккал/моль, при газификации с получением окиси
углерода уменьшается примерно на одну треть (29 300 ккал/моль) в случае, если
довольно значительное теплосодержание газа не уменьшает эти потери.
При газификации и сгорании с добавкой воды во всех случаях необходима
затрата тепла, но в результате этого получают исключительно
высококалорийные газы.
Из большого числа предложенных и осуществленных способов
газификации, в частности, топливная промышленность использует только три
следующих способа.
Газификация с воздухом
Твердое топливо загружают в газогенератор, куда через колосники
нагнетается воздух. При необходимости, для повышения теплотворности газа,
к воздуху добавляют водяной пар. В зоне горения газогенератора
поддерживается высокая температура, которая во избежание зашлаковывания,
нарушающего процесс газификации, поддерживается в определенных пределах
регулированием количества добавляемого к воздуху водяного пара.
В новых конструкциях газогенераторов (газогенераторы Winkler г)
твердое топливо (например, бурый уголь) загружается в виде мелко
раздробленной крошки и образует «кипящий» слой.
Образующийся смешанный газ вследствие высокого содержания азота
в воздухе имеет сравнительно небольшую теплотворность. В состав газа
входят горючие компоненты (водород, метан, окись углерода) и негорючие
(углекислый газ и азот).
Газификация с водяным паром
Превращение углерода и воды в окись углерода и водород согласно
уравнению 4 лежит в основе процесса Fischer — Tropsch. Но для реакции по
уравнению 4 требуется подвод большого количества тепла. При получении
водяного газа процесс ведут обычно следующим образом. Сначала в
газогенератор дают воздушное дутье и происходит сгорание углерода по уравнению 1,
а образующийся углекислый газ отводится в дымовую трубу 2. Затем
начинают паровое дутье, вследствие чего раскаленный в первой фазе кокс или
уголь дает высококалорийный водяной газ по уравнению 4, а по мере
остывания газогенератора — низкокалорийный газ по уравнению 3. Если
желательно получить водород для процесса гидрогенизации, преднамеренно ведут
процесс по уравнению 3, а затем освобождают газ от углекислого газа, что
легко осуществляется промывкой в воде под давлением.
Газификация с кислородом
После того как стало возможным сравнительно дешево освобождать
воздух от балласта инертного азота, значение газификации с кислородом
возросло.
Посредством применения кислорода или обогащенного кислородом
воздуха, особенно при избыточном давлении, удается осуществить процессы
газификации, которые непосредственно ведут к получению
высококалорийных газов, совершенно не содержащих или содержащих минимальное
количество азота.
1 См. ниже об автомобильном газогенераторе, работающем на угольной крошке.
2 Процесс можно вести и по уравнению 2 с отводом генераторного газа в специальные
газгольдеры. Прим. ред.
107

Гидрогенизация (фиг. 12)
В таких топливах, как метан или жирный природный газ, отношение
водорода к углероду -р- высокое. Однако большинство горючих веществ
различного происхождения, являющихся сырьем топливной промышленности,
имеют неблагоприятное отношение -р- . В то время как отношение -^- в метане
1
Нафталин
(из
каменное/г оль -
ной смолы)
Водород
И
\
Температура
умеренная
Дабление
низкое

Катализатор-никель
Тетралин
Декалин
11
Уголь
Кокс
С
Водяной
газ
1
\
\
~>190°С
Дадление
низкое

Катализатор
Когазин
11/
Уголь
Кокс
С
IF
Уголь
Смола '
—г
Водяной
газ
(
Водород
\ \
Н h
1
300-350°С
200 am

Катализатор
Метанол
1
i
i
i
\|
V
Каменный
уголь
Нефть
' V.1
\
\
1
1
I
/
/
1
~t5D°C
200 am

катализатор
Тетралин
\
н
V.2
Водород
1
н
Экстр аги-
робание
бензин
или
газойль
Е7
Торф, бурый
уголь, дреое-

сина,растительные
дещестба
Вода
i
Н20
Температура
бозрастаю-
щая
Дабление
высокое
Угольный
экстракт

Искусственный уголь,
горючие
газы, жидкие
топлиоа
Фиг. 12. Сводная таблица процессов гидрогенизации:
у _ процесс Sabatier—Schrouth; // — процесс Fischer—Tropsch; /// — процесс BASF;
IV — процесс Leuna; V—экстрагирование угля; V.I—процесс Pott—Broche; V.
2—процесс Uhde; VI — процесс Terres.
TJ
равно 4, а в бензине близко к 2,25, отношение -g- в сырых нефтях и углях
в большинстве случаев низкое (табл. 4).
Цель гидрогенизации состоит в том, чтобы у перерабатываемого сырья
поднять отношение -^- до значения, благоприятного для его использования
в качестве моторного топлива. Одновременно в процессе гидрогенизации
в соответствии с требованиями к топливу могут меняться в большую или
меньшую сторону размеры молекул исходного сырья. Вместе с тем топливо
освобождается от примесей (золы, серы).
Различают следующие методы гидрогенизации:
1. Деструктивная гидрогенизация нафталина при низком давлении с получением тетра-
лина и декалина (процесс Sabatier—Schrauth). Процесс идет при температуре менее 200° С
и давлении водорода 12—15 ати
2 Деструктивная гидрогенизация нефти, смол, угольного экстракта и угля под высоким
давлением. Гидрогенизация угля под высоким давлением (получение из угля жидких топлив)
108

Таблица 4
Отношение водорода к углероду и максимальное количество углекислого газа, образующееся
при сгорании некоторых топлив
Топливо
Формула
Н°/о*
С°/о
0,333
0,188
0,167
0,167
0,167
0,161
0,149
0,100
0,083
0,083
0,067
0,000
(СО2)*
В °/о
0,0
11,7
14,5
15,1
15,1
15,1
15,2
15,5
17,0
17,6
17,6
18,2
20,3
Водород
Метан
Бензин (октан)
Спирт (этанол)
Этен
Метанол
Дизельное топливо (керосин)
Декалин
Тетралин
Бензол
Ацетилен
Нафталин
Углерод
СН4
С2Н,0
с2н4
сн4о
Q()Hi
QH1/
с2н2
4,00
2,25
2,00
2,00
2,00
1,93
1,80
1,20
1,00
1,00
0,80
0,00
* В содержащих кислород топливах следует учитывать только „свободный"
водород, т. е. следует вычитать количество водорода, соответствующее
содержанию кислорода.
** При полном сгорании без избытка воздуха продукты сгорания содержат
максимально возможное количество углекислого газа, которое в данном случае
определялось расчетом.
была произведена еще до первой мировой войны. После первой мировой войны был разработан
процесс гидрогенизации органических веществ при высоком давлении, так называемый
процесс Leuna (фиг. 13).
Подобным деструктивной гидрогенизации под высоким давлением является процесс
получения «каменноугольного экстракта» по методу Pott—Broche или Uhde. При этом уголь
под очень высоким давлением и при температуре около 400° С обрабатывается тетралином
Раствор катализатора
Среднее масло
Фиг. 13. Схема процесса Leuna:
/ — мельница; 2 — сушитель; 3 — смеситель; 4 — насос, подающий смесь (200 am); 5 — золоотстой-
ник; 6 — подогреватель; 7 — угольная печь; 8 — масляная колонна; 9 — бензиновая печь; 10 —
бензиновая колониа; 11 — масляный насос (200 am).
или водородом и маслами. В результате после легкой гидрогенизации большая часть угля
переходит в подобный пеку беззольный экстракт. Дегидрированный в ходе этого процесса-
тетралин превращается в нафталин; последний методом Sabatier может быть вновь
гидрирован *. Таким образом тетралин регенерируется (фиг. 14).
1 Бурые угли тоже могут быть подвергнуты экстрагированию.
109

Катализатор
Масло для смешения
11
Горючий газ
Среднее масло
бензин
^Среднее
масло
Фиг. 14. Современный процесс гидрогенизации нефти, смол, жидких остатков и т. д.;
/ и 3 — насосы; 2 — компрессор.
1000кг
сырого
бензола
КоксоЗый газ (150'от)
Ькг водорода
Полимеризация
Серосодор
Вода
Йммиак
Потери
юд Змг
-~Ткг
~~2кг.
"10кг
999кг
Циркулирующий.
у газ 600кг v
Контактная ,
камера
980кг
Фиг. 15. Схема
непрерывной гидроочистки
бензола.
Кокс
Пар
1
воздух [[_
У/У/УУ/
у/Ш
1
1
^=
щ
ш
|_
Очищенный.
Водяной газ
Циркулирующие
масла
i—j Газообразный остаток
вода и масло
бензин
Фиг. 16. Схема синтеза бензина по способу Fischer—Tropsch:
1 — газогенератор; 2 — промывочная колонна; 3 — очистка водяного газа от
сероводорода; 4 — тонкий очиститель для очистки серы, связанной в
органических соединениях; 5 — контактный аппарат; 6 — парогенератор; 7 —
отстойник для воды и масла; 8 — бензиноотделитель.
110

Процесс очистки, получивший в последнее время широкое распространение для
получения бензола (фиг. 15), также сходен с деструктивной гидрогенизацией. Бензольный
полуфабрикат при высокой температуре и под высоким давлением подвергается легкой
гидрогенизации в присутствии коксового газа или водорода. В результате без потерь получают продукт^
обладающий исключительно высокими качествами и химической чистотой. Одновременно,
циклопентадиен и подобные смолообразующие вещества при гидрогенизации превращаются/
в производные бензола или нафталина, а сера выделяется в виде товарного продукта и, как
при всех процессах гидрогенизации, совершенно исчезает из вырабатываемого топлива.
3. Деструктивная гидрогенизация под низким давлением по способу Fischer—Tropsch*
(фиг. 16). Подобно тому, как при синтезе метанола посредством деструктивной
гидрогенизации окиси углерода под высоким давлением из окиси углерода и водорода получали спирты,
при гидрогенизации по способу Fischer—Tropsch при низком давлении и температуре ниже
200° С из этих веществ получают углеводороды х, главным образом алканы. Процесс
сопровождается очень большим выделением тепла, поэтому отвод его из реакционной камеры,
и утилизация являются существенными моментами этого процесса.
При деструктивной гидрогенизации под высоким давлением, которое обычно
проводится в две ступени (в жидкой фазе и паровой фазе), катализатор примешивается при
гидрогенизации в жидкой фазе к сырью, а при гидрогенизации в паровой фазе вводится в виде-
таблеток, которые обтекаются потоком паров. В последнее время процесс Fischer—Tropsch
•юлучил существенное преимущество в результате применения катализатора, который «течет».
подобно тому, как топливо в газогенераторе Winkler.
Процесс Terres. Процесс предусматривает высокий нагрев сырья с большим
количеством воды под очень высоким давлением. Технологически это тоже процесс
гидрогенизации, при котором водород и энергия получаются за счет «сгорания» части углерода,
содержащегося в сырье, внутри автоклавов.
Крекинг и пиролиз
«Крекинг» — английское слово, означающее «разрушать», «расщеплять».
При крекинге происходит расщепление крупных молекул углеводородов
и образование в результате меньших молекул. Важнейшим фактором при
распаде крупных молекул является высокая температура, но на качества
получаемого в результате крекинга продукта сильное влияние могут оказывать
и другие условия проведения процесса: давление, катализатор,
дополнительные реагенты, а также ведется ли процесс в жидкой или паровой фазе. В общем
случае в результате крекинга высококипящих углеводородов, в частности
нефтяного сырья, получают следующие продукты:
1) крекинг-газ;
2) крекинг-бензин;
3) флегму (богата углеродом, термически весьма устойчива и обладает
неприятным запахом; чаще всего используется как котельное топливо);
4) нефтяной кокс 2 (при некоторых условиях ведения процесса).
Крекинг-газ и крекинг-бензин, являющиеся целевыми продуктами
крекинга, содержат ненасыщенные углеводороды с двойными связями. При
крекинге стремятся получить как можно больше полноценного бензина
и газа, являющегося сырьем для нефтеперерабатывающей промышленности,
и как можно меньше флегмы и кокса.
Процессы крекинга чрезвычайно многообразны. За счет подбора
упомянутых выше параметров процесса и комбинирования, их в различных
сочетаниях удается наилучшим образом приспособить процесс к имеющемуся
сырью. Образующиеся при крекинге газы являются важнейшим сырьем
для современной химической промышленности.
Если крекинг-газы получают из тощего или жирного природного газа,
представляющего собой в большинстве случаев смесь алканов, то процесс
идет так же, как и в случае крекинга жидких углеводородов, но он носит
особое название — пиролиз. Непредельные углеводороды крекинг-газов,
вследствие наличия двойных связей химически значительно активнее
алканов.
1 Предварительное условие — отсутствие серы.
8 Сырье для производства электродов и г. п.
111

Риформинг и изомеризация
Процесс деструктивной гидрогенизации под высоким давлением обычно
производится при температуре около 450° С и давлении 200 am и более.
В этих условиях химические связи становятся неустойчивыми; крупные
молекулы распадаются, образуются меньшие молекулы с двойными связями.
В результате высокого давления водород насыщает свободные валентности,
а катализаторы ускоряют и направляют этот процесс. Гидрогенизация —
гибкий процесс в отношении используемого сырья и выхода наиболее ценных
продуктов.
То же можно сказать (применительно к другим условиям) о крекинге
и пиролизе, при которых также происходит ослабление химических связей,
достигается определенное расщепление молекул и стимулируется
образование новых соединений.
При риформинге и изомеризации происходят подобные процессы,
осуществляемые аналогичными методами на основе сходных способов и
мероприятий. Несмотря на это, многообразие названий процессов оправдано,
поскольку каждый отдельный процесс имеет большое самостоятельное
значение.
Под риформингом понимают главным образом обработку бензиновой
фракции прямой гонки при высокой температуре (около 500° С) и давлении
50 am. В этих условиях бензин подвергается легкому крекингу, в результате
которого происходит внутренняя перестройка молекул, образуются
неустойчивые вещества (изомеры), приводящие к образованию изомеров,
обладающих более высокими антидетонационными свойствами г. Риформинг-процесс
сопровождается сравнительно небольшим выделением крекинг-газа.
Подвергнутый риформингу бензин приобретает значительно лучшие
антидетонационные свойства, чем взятый в переработку прямогонный бензин.
Алкилирование
Алкилирование производится с целью разветвления длинных цепей
алканов, в результате чего, как и при риформинге, повышается
детонационная стойкость топлива 2. Процесс алкилирования осуществляется в
различных вариантах с добавкой крекинг-газов и без нее. Термическое
алкилирование происходит без катализатора под давлением до 350 am при температуре
до 700° С и даже выше. Каталитическое алкилирование производится при
нормальной температуре и атмосферном давлении. Катализатором служит
серная кислота 3.
Полимеризация, циклизация, ароматизация
Эти три процесса можно при желании рассматривать как
взаимосвязанные. При полимеризации ненасыщенные углеводороды (крекинг-газы или
природный газ, подвергнутый пиролизу) соединяются в несколько большие
молекулы углеводородов, входящих в состав бензина. Иногда при
полимеризации применяют катализаторы (серную или фосфорную кислоту). Без
катализаторов полимеризация идет при температуре 500—700° С и умеренном
давлении. Если полученные продукты полимеризации (полимер-бензины)
продолжать выдерживать при высокой температуре (около 600° С), то начи-
1 Например, нормальный гексан СН3—СН2—СН2—СН2—СН2—СН3 с октановым
числом 29 и изогексан (2,3-диметилбутан) СН3—СН—СН—СН3 с октановым числом 124.
СН3 СН3
При алкилировании один или несколько атомов в цепи заменяются радикалами
алканов. Образующиеся при этом изоалканы обладают высокими антидетонационными
свойствами Прим. ред.
3 Используются и другие катализаторы, например, хлористый алюминий, фюристоводо
родная кислота. Прим. ред.
112

нается процесс образования колец. Дальнейшая тепловая обработка
синтетически полученных цикланов при еще более высокой температуре приводит
к ароматизации, т. е. к отщеплению водорода и образованию подобных
бензолу исключительно устойчивых в отношении детонации углеводородов,
входящих в бензиновую фракцию.
Кроме того, процесс можно вести, например, следующим образом: газы
крекинга или пиролиза перед полимеризацией подвергаются разделению
на отдельные фракции углеводородов, а затем полученные продукты
гидрируют. В результате такой селективной полимеризации с последующей
гидрогенизацией получают чрезвычайно ценные специальные недетонирующие
топлива, как эталонное топливо для определения октанового числа
бензинов — изооктан (2, 2, 4-триметилпентан), а также широко известные
«сверхтоплива»:
Октановое число
Триптан (2, 2, 3-триметилбутан) . . . . „ до 116
Неопентан (2, 2-диметилпропан) w 116
Неогексан (2, 2-диметилбутан) „ 96
Эти углеводороды находят применение для авиационных двигателей
и двигателя Kettering (фирма General Motors) со сверхвысокой степенью
сжатия. Кроме того, они применяются как компоненты других топлив,
улучшающие антидетонационные свойства последних без повышения
зольности *.
Ароматизацию можно вести настолько глубоко, что из нефтепродуктов
будет получен бензол, но стоимость его будет намного выше, чем стоимость
бензола, полученного при коксовании каменного угля.
Синтез
Процессы синтеза в производстве топлив занимают большое место. Сюда
относят получение спирта из коксового газа, получение метанола
деструктивной гидрогенизацией окиси углерода под высоким давлением, синтез
алканов, включая и твердые, деструктивную гидрогенизацию под низким
давлением (по способу Fischer — Tropsch), широко распространенные в
технике процессы полимеризации, состоящие в перестройке и объединении
молекул двух ненасыщенных углеводородов, и многие другие процессы.
В топливной промышленности понятие синтеза не имеет вполне
определенного значения, так как каждый упомянутый процесс имеет свое
специфическое название.
Ректификация
Под ректификацией понимают процесс, в результате которого получают
продукт вполне определенного фракционного состава. Применительно к
автомобильным бензинам получают важные характеристики испаряемости и
давление насыщенных паров, от чего зависит легкость пуска двигателя,
образование паровых пробок в системе питания, разжижение картерного масла
и многое другое. Более подробно об этом сказано ниже.
Требование точного соответствия фракционного состава предписанным
нормам предъявляется не только к бензину, но также и к сжиженным газам,
тракторному керосину и дизельному топливу. Поэтому они также должны
подвергаться ректификации.
Стабилизация
Под стабилизацией подразумевают два совершенно различных процесса.
Различают физическую и химическую стабилизацию.
Физическую стабилизацию можно отнести к ректификации. Она сводится
к освобождению бензина от избыточного количества низкокипящих угле-
1 Антидетонаторы, содержащие металлоорганические соединения, повышают зольность
топлива и этим увеличивают износ двигателей. Прим. перев.
8 Бюссиен 113

водородов, обусловливающего образование паровых пробок, которые
вызывают перебои в работе двигателя 1.
Химическая стабилизация состоит в добавлении к бензину
стабилизирующих присадок, так называемых ингибиторов или антиокислителей.
Ингибиторами называются химические соединения, обладающие свойством
замедлять процесс смолообразования в бензине 2. Особое значение
ингибиторы имеют для крекинг-бензинов, содержащих смолы, количество которых
с течением времени растет. Интенсивность увеличения количества смол
в крекинг-бензине зависит от глубины очистки и количества
стабилизирующих присадок.
Высокая смолистость бензина приводит к загрязнению и зависанию
впускных клапанов, а в худшем случае даже к выпадению нерастворимого
смолистого осадка в топливном баке или карбюраторе.
Очистка
Химическая очистка топлив, особенно крекинг-бензинов, имеет целью
удаление смол, замедление действия смолообразующих веществ и возможно
более полное удаление серы. Давно известными и зарекомендовавшими
себя способами очистки топлив являются очистка концентрированной серной
кислотой с последующей нейтрализацией едким натром. Между операциями
сернокислотной очистки и выщелачивания, а также после них должна
следовать тщательная промывка водой.
Другим способом химической очистки является перевод сернистых
соединений, содержащихся в топливе, из активной формы в неактивную с
помощью плюмбита натрия (так называемого «докторского раствора») 3, При
этом сера из топлива не удаляется. Значительно лучшие результаты дает
очистка топлив от серы хлорной медью или другими солями, с помощью
которых можно выделить и удалить часть сернистых соединений 4.
Для очистки топлив применяются также адсорбенты, как, например,
флоридин. Адсорбентами очищают топливо не только в жидкой, но и в
паровой фазе.
Разработан новый процесс очистки формальдегидом (при температуре
около 250° С и соответствующем давлении).
Само собой разумеется, что очистке должен подвергаться не только
бензин. Например, сжиженные газы, а особенно городской газ, обязательно
должны быть очищены. Газ нефтеперерабатывающих заводов обычно не
нуждается в очистке, так как он сам по себе очищается в процессе
гидрогенизации. Метан, если он получен как природный газ, должен быть очищен
(в первую очередь от серы). Метан, полученный глубоким охлаждением
из коксового газа, отличается высокой чистотой.
Гидрогенизационная очистка
Деструктивная гидрогенизация под высоким давлением дает продукты,
свободные от серы, так как сера в любых формах гидрируется и образует
сероводород. Этот процесс приводит к получению серы как побочного
продукта, что экономически выгодно в промышленном масштабе. Процесс
1 Из топлив должен быть удален и имеющийся в них воздух, растворяющийся в топливах
в значительном количестве.
2 Это главным образом органические вещества, как фенолы, аминофенолы, нафтолы.
Наиболее распространенным ингибитором является березовая смола Прим ред
3 Деление сернистых соединений на активные (агрессивные) и неактивные (пассивные)
имеет смысл только в отношении коррозии деталей, соприкасающихся с жидким топливом
Детали цилиндро-поршневой группы корродируют под действием продуктов окисления серы
(SO2 и SO3). Поэтому на износ цилиндров и поршневых колец оказывает влияние общее
содержание серы в топливе независимо от того, в каких соединениях она присутствует. Прим
ред.
4 Наилучшие результаты дает гидрогенизационная очистка. Бензины гидрогенизации
we нуждаются в очистке, так как они практически не содержат смол и серы.
114

гидрогенизационной очистки бензола от серы в настоящее время широко
применяется на заводах Рурского бассейна. При этом сера удаляется
и делается пригодной к использованию; кроме того, все вещества,
склонные к образованию смол, и ненасыщенные вещества превращаются в
полноценные компоненты топлива. Указанный процесс выгодно отличается тем,
что он не связан с потерями, в то время как при очистке бензола
концентрированной серной кислотой потери составляли почти 10°/0 (см. фиг. 15).
Процесс Reppe
В процессе Reppe ацетилен в чистом виде или в смеси с различными
другими газами подвергается действию очень высокой температуры и
высокого давления. В этих условиях химические связи делаются непрочными,
и становится возможным подбирать такие режимы охлаждения и
уменьшения давления, при которых атомы и молекулы объединяются, образуя
желаемые продукты. При этом явления подобны тем, которые происходят
при риформинге, изомеризации и т. д.
ВИДЫ ТОПЛИВ
Топлива для карбюраторных двигателей
Большая часть требований к топливам обусловлена тем, что современные
карбюраторные двигатели, изготовленные с высокой точностью, весьма
чувствительны к коррозии, износу, загрязнению отложениями, ухудшению
смазки и т. д.
Напротив, имеются свойства топлив, важность которых переоценивается.
Надо сказать, что эти свойства топлива практически не оказывают влияния
на его расход.
Бензин
В качестве топлива для карбюраторных двигателей применяют бензин,
бензино-бензольную смесь и супербензин. Последний (более дорогостоящий)
существенно отличается только повышенными антидетонационными
свойствами. В США, кроме того, распространен дешевый бензин с низким
октановым числом и несколько худшей испаряемостью.
Но кроме автомобильного бензина имеется еще очень много других
бензинов, которые резко различаются пределами выкипания (в °С):
Автомобильный бензин . 40—200
Авиационный бензин 45—160
Тракторный керосин 150—300
Дизельное топливо (газойль) 200—350
Бензин-растворитель для лакокрасочной промышленности . . 150—210
Тяжелый бензин-растворитель 130—200
Уайт-спирит 120—400
Экстракционный бензин 60—110; 80—130
Бензин для аналитических целей 65—95
Петролейный эфир (тяжелый) 50—75 (80%)
Прямогонный бензин (получаемый при отбензинивании сырой
нефти) 35—220
Рассмотрев данные по пределам выкипания, можно установить, что при
заправке автомобиля уайт-спиритом, тяжелым бензином-растворителем или
бензином для растворения лака нарушится нормальная эксплуатация, так
как эти бензины не обеспечат пуск двигателя. Однако и другие бензины, как
авиационный или экстракционный, не говоря уже о совершенно не
пригодном и даже опасном для автомобиля петролейном эфире и бензине для
лабораторных аналитических работ, были бы неподходящим топливом для
автомобильного двигателя. Следует иметь в виду, что бензин, полученный
гидрогенизацией бурых углей, до последнего времени не удавалось очистить.
Г* 115

Такое топливо можно использовать в двухтактных двигателях, но при этом
продувочные окна и глушитель придется часто очищать от нагара.
Важными свойствами для карбюраторных двигателей являются
следующие:
1. Удельный вес.
2. Испаряемость.
3. Чистота (отсутствие воды, осадка, фенолов, минимальное содержание смол, серы
и золы; отсутствие водорастворимых кислот и щелочей, т. е. химическая нейтральность,
отсутствие корродирующего действия).
4. Детонационная стойкость, октановое число по исследовательскому методу:
автомобильный бензин 74—76
бензино-бензольная смесь 82—86
для гоночных автомобилей более 80
5. Отсутствие растворенного воздуха.
6. Прочие свойства (экономическая эффективность, смешиваемость, стабильность при
щнзкюй температуре, нейтральность в отношении растворения крэскй кузова).
Второстепенными свойствами являются следующие:
1. Цвет.
2. Запах.
3. Температура вспышки (вследствие пожарной опасности).
4. Температура воспламенения.
5. Температура застывания.
6. Стабильность при освещении.
7. Химический состав.
8. Теплота испарения (кроме топлив, применяемых в двигателях гоночных автомобилей,
где это свойство важно).
9. Коэффициент преломления.
10. Поверхностное натяжение.
Следует различать летний и зимний сорта бензина. Зимний бензин
содержит сравнительно много углеводородов, кипящих при низкой температуре
и обеспечивающих пуск холодного двигателя (газовый бензин).
Летний бензин вследствие возможности образования паровых пробок
в системе питания имеет соответственно меньшее содержание легких
фракций. Товарный автомобильный бензин дает только очень небольшой остаток
после испарения (смолы). Для уменьшения роста количества смол,
вызывающих загрязнение впускных клапанов и способствующих образованию
углеродистых отложений в двигателе, в бензин вводятся присадки (пирогаллол,
аминофенол, фенилгидроцин, а-нафтол, пирокатехин и т. п.).
Если фракционный состав товарного автомобильного бензина
соответствует условиям применения, то будет обеспечен нормальный процесс
сгорания и только небольшое разжижение масла тяжелыми фракциями топлива
(или полное отсутствие этих фракций).
Содержание серы в бензинах строго ограничено, а бензин, полученный
в процессе гидрогенизации, и бензол, подвергнутый гидрогенизационной
очистке, свободны от серы. Поэтому медные топливопроводы (в последнее
время мало распространенные) и главным образом латунные сетки топливных
фильтров не подвержены сернистой коррозии (образование черного слоя
сернистой меди). Сера ухудшает приемистость бензина к тетраэтилсвинцу.
Поэтому при малом содержании серы можно получить более высокие
октановые числа. Кроме того, продукты сгорания малосернистого бензина не
вызывают коррозии сернистой и серной кислотой. Значительная часть соляной
кислоты, образующейся при добавке к топливу этиловой жидкости, уносится
из двигателя.
Для достижения необходимой детонационной стойкости в процессе
изготовления бензина стремятся освободиться от наиболее не устойчивых в
отношении детонации составных частей и добавляют высокооктановые
компоненты (как, например, бензол) или антидетонаторы (как монометиланилин).
Автомобильный бензин с добавкой тетраэтилсвинца можно установить
по окраске. Красители вводят в бензин вместе с тетраэтилсвинцом, чтобы
можно было отличить ядовитый этилированный бензин от неэтилированного.
116

Кроме металлоорганического соединения — тетраэтилсвинца, свойствами
антидетонаторов обладают бензол, спирт, пентакарбонил-железо и многие
другие вещества. Однако вследствие чрезвычайно высокой антидетонационной
эффективности тетраэтилсвинец (ТЭС), несмотря на его ядовитость (вызывает
отравление свинцом), получил широкое распространение во всех странах.
Сильное влияние тетраэтилсвинца на антидетонационные свойства бензина
можно видеть из табл. 5.
Таблица 5
Количество добавленного вещества, необходимое для повышения октанового числа с 67 до 77
(по исследовательскому методу)
Добавляемое вещество
Количество добавляемого вещества
В см3
420
410
330
270
270
250
125
40
25
15
5,6
2,2
0,9
0,27
По отношению к те-
траэтилсвинцу
1550
1520
1220
1000
1000
925
460
150
90
55
13
8
3
1
Топлива
Чистый бензол
Изооктан
Изопропиловый эфир . . . . • . . .
Ацетон
Толуол
Ксилол
Этиловый спирт
Антидетонаторы
Ксилидин
Анилин
Монометиланилин
Тетракарбонил кобальта .
Тетракарбонил никеля
Пентакарбонил-железо ^
Тетраэтилсвинец
Тетраэтилсвинец имеет следующие свойства:
Химическая формула v Pb (
Плотность 1,6
Температура кипения в °С 200
Температура застывания в °С 156
Содержание свинца в % 64
Светочувствительность Разлагается под
действием света
Состав и свойства этиловых жидкостей приведены в табл. 6 и 7.
Таблица б
Состав этиловой жидкости в % по весу
Состав
Тетраэтилсвинец (чистый)
Дибромэтилен
Дихлорэтилен
Краситель
Керосин
Для автомобильного
бензина (красная)
61,48
17,86
18,81
0,12
1,73
Для авиационного бензина
(синяя)
61,41
35,68
0,05
2,86
117

Свойства этиловой жидкости
Таблица 7
Свойства
Плотность в г/см*
Температура вспышки в ° С. . . .
Температура затвердевания в °С. .
Содержание ТЭС в см3/англ. фунт
Отношение количества жидкости к
ТЭС по обтему
Доля ТЭС в жидкости по объему . .
Эквивалент галогенов к свинцу . . .
Для автомобильного
бензина (красная)
1,592
ПО
—33
169,01
1,6858
0.61
50о/0 (бром) +
+ 100% (хлор) = 150%
Для авиационного бензина
(синяя)
1,744
ПО
—9
168,83
1,5405
0,65
100% (бром) = 100%
К 1 л автомобильного бензина добавляют 0,5—0,8 см3 ТЭС; к 1 л
авиационного бензина добавляют 1,2—2,0 см3.
Улучшение антидетонационных свойств бензинов добавкой тетраэтил-
свинца обходится недешево. Это объясняется не столько его высокой
стоимостью, превышающей, например, во много раз стоимость соответствующего
количества антидетонатора пентакарбонил-железа \ необходимого для
достижения такого же антидетонационного эффекта, сколько рядом
нежелательных явлений, связанных с вводом в двигатель большого количества золы
в виде соединений свинца.
При сгорании бензина с тетраэтилсвинцом, по-видимому, образуется
окись свинца, которая плавится только при температуре 900°С и может
испариться при очень высокой температуре, превышающей среднюю
температуру в цилиндре двигателя. Для предотвращения отложения окиси свинца
в двигателе в этиловую жидкость вводят специальные вещества — выноси-
тели. Выносителями служат галоидопроизводные углеводородов. Обычно
это соединения, содержащие бром и хлор, которые тоже сгорают и
связывают свинец в новых бромистых и хлористых соединениях. Такие галоидные
соединения свинца плавятся при 400° С, а при температуре около 800° С,
т. е. при температуре, которую имеет головка выпускного клапана,
превращаются в летучие вещества. Для надежного удаления из цилиндров
двигателя всего свинца, который не был унесен в виде твердых частиц с
отработавшими газами, в этиловые жидкости, добавляемые к автомобильным
бензинам, вводится на 50% больше галоидных соединений, чем необходимо для
перевода всего свинца в летучие соединения 2.
Таким образом, в автомобильных бензинах около 50% галогенов остаются
неиспользованными. Они обнаруживаются в виде бромистого водорода
и хлористого водорода (соляной кислоты), которые вследствие своей
химической активности корродируют детали двигателя. Однако условия для
протекания таких реакций создаются только в том случае, если температура
в цилиндре двигателя опускается ниже точки росы (около 65° С). При низкой
температуре на зеркале цилиндра конденсируется влага и образуются
агрессивные кислоты. Если же температура стенки цилиндра превышает точку
росы, хлористый водород и бромистый водород удаляются с
отработавшими газами. Поэтому не приходится удивляться, обнаруживая в двигателе,
работавшем на этилированном бензине, следы коррозии деталей в виде
1 Добавка пентакарбонил-железа создает еще большие эксплуатационные трудности.
Прим. ред.
2 В жидкостях, добавляемых к авиационным бензинам, количество галогенов
ограничивают 10С%-ным эквивалентом и используют не агрессивный в отношении коррозии хлор,
применяемый в автомобильных бензинах, а относительно менее активный, но более дорогой
бром.
118

коричневых пятен (хлорное железо) 1. В маслоотстойнике такого двигателя
среди других соединений обнаруживается хлорное железо — продукт
растворения металла деталей двигателя соляной кислотой.
Автомобильный бензин чувствителен к содержанию серы, которая иногда
присутствует в нем в виде соединении, реагирующих с тетраэтилсвинцом.
Это вызывает не только снижение приемистости бензина к тетраэтилсвинцу,
но и, кроме того, возникновение сульфида свинца и сернокислого свинца,
которые не испаряются при повышенной температуре и поэтому не удаляются
из двигателя с отработавшими газами.
В действительности в автомобильных двигателях можно обнаружить
и результаты корродирующего действия бромистоводородной и соляной
кислот, и содержащие свинец отложения, которые не удается удалить из
двигателя, несмотря на избыток галогенов в этиловых жидкостях, добавляемых
к автомобильным бензинам.
При образовании желтоватых отложений на изоляторах свечей, в камерах
сгорания и в глушителях нарушается нормальная работа двигателя.
Химический анализ этих отложений показывает, что они состоят главным
образом из сернистых соединений свинца и частично из его окислов, а галогены
обнаруживаются редко. Поскольку часть свинца образует окислы и
сернистые соединения, имеется дополнительный избыток галогенов, которые
могут корродировать детали двигателя.
Трудности, возникавшие от применения этилированного бензина, в
основном были связаны с заеданием выпускных клапанов вследствие коррозии
стержня под действием соляной кислоты. После того как начали применять
легированные стали (сильхром), эти трудности можно считать преодоленными.
До применения сильхрома в этиловые жидкости для улучшения смазки
стержней выпускных клапанов вводили монохлорнафталин. В настоящее
время необходимость в этой добавке отпала. Однако остальные детали
двигателя подвержены действию свободных галогеноводородных кислот. При
температуре выше точки росы эти кислоты, как и серная или сернистая,
причиняют сравнительно мало вреда 2.
Серьезные трудности возникают в связи с коррозией при температуре
ниже точки росы. Особенно сильно это проявляется в двухтактных
двигателях внутреннего сгорания, имеющих подшипники качения. Иногда при этом
происходит только сильное загрязнение подшипников смолистыми осадками
(особенно при использовании нестандартного каменноугольного бензина или
бензола газовых заводов). После растворения смолистых отложений
соответствующими растворителями подшипники снова становятся пригодными
для работы. Действительная коррозия подшипников и рабочих
поверхностей цилиндров происходит лишь тогда, когда температура опускается
ниже точки росы и конденсирующиеся пары воды вместе с перекисью
водорода смывают масляную пленку с поверхностей деталей, а свободные галоге-
новодороды, возникшие после сгорания этилированного бензина,
конденсируются на оголенных металлических поверхностях, вследствие чего
образуются бромистоводородная и соляная кислоты. Подобным путем образуется
серная кислота из продуктов сгорания серы, содержащейся в топливе. На
практике установлено, что картерные масла, применявшиеся в двух- или
четырехтактных двигателях, работавших на этилированном бензине, обычно имеют
резко повышенную кислотность, содержат железные соли соляной и серной
кислот и обладают хорошими смазочными свойствами при высоких
удельных нагрузках. Для борьбы с коррозией пытаются использовать специаль-
1 Больше чем где-либо коррозия проявляется в выпускной системе (глушитель), так как
там чаще всего температура бывает ниже точки росы и создаются благоприятные условия
для возникновения электрохимической коррозии.
2 Довольно широко распространено мнение о возможности так называемой «газовой
коррозии» цилиндров и поршневых колец при температуре, лежащей выше точки росы. Прим.
ред.
119

ные масла с щелочными присадками нейтрализующего действия. Большое
практическое значение имеет поддержание оптимального теплового режима
двигателя (выше 65° С) в процессе эксплуатации. В холодное время года
поддерживать необходимую температуру выпускной системы не всегда
удается. В таких условиях наблюдается коррозия глушителя.
Но этим не ограничиваются особенности этилированных бензинов. Тет-
раэтилсвинец, как и другие антидетонаторы, обладает неодинаковой
эффективностью при добавлении его к углеводородам различной структуры.
При современной технологии производства бензинов можно так подобрать
компоненты, чтобы получить наилучший результат от добавки этиловой
жидкости, но для этого нужно удалить некоторые нежелательные
в отношении приемистости составные части бензина, что приводит к
потерям.
Кроме того, свинец, который теоретически должен быть полностью
удален из двигателя выносителями, практически всегда образует отложения,
вызывающие неисправности при эксплуатации. В первую очередь это
касается свечей, где отложения свинцовых соединений на изоляторах и обра-
.зование тончайших проводящих ток нитей между электродами вызывают
частые перебои в работе системы зажигания. В последнее время фирма Bosch
выпускает свинцовостойкие свечи. Изолятор этих свечей изготовлен из очень
чистого материала, содержащего 99,8% А12О3. Кроме того, создается
интенсивный обдув изолятора и электродов при изменении давления в камере
сгорания за счет новой формы пространства между изолятором и
электродом, соединяемым с массой. Оба электрода изготовлены из нового
материала, легированного большим количеством хрома. Соединенный с массой
электрод у новых свечей массивнее, чем у старых свечей, и не приваривается,
как прежде, в виде отдельной проволоки, а как бы «вырастает» из корпуса
свечи. Фирмой Bosch введено еще одно серьезное усовершенствование:
соединяемый с массой электрод слегка отгибается против центрального
электрода. Этим достигается уменьшение образования нитей за счет продувки
искрового промежутка.
Раньше кроме этиловой жидкости применяли антидетонационную
присадку с пентакарбонил-железом (Motalin), которая давала ярко-красные
отложения ржавчины на свечах и стенках камеры сгорания. Пентакарбо-
нил-железо Fe (CO)5 — тоже металлоорганическое соединение,
представляющее собой желтую разлагающуюся на свету и самовоспламеняющуюся
жидкость с удельным весом 1,43 и температурой кипения 103° С. Вследствие
самовоспламеняемости пентакарбонил-железо приходится отпускать
потребителям только с добавкой «тяжелого» бензина, газойля или какого-либо
подобного разбавителя. Однако в противоположность ТЭС пентакарбонил-
железо практически не ядовито.
Для одинакового повышения октанового числа присадки, содержащей
пентакарбонил-железо, требуется больше, чем этиловой жидкости, на 1 см3,
но весовое количество получаемой в бензине золы в обоих случаях
одинаково. Зола при применении пентакарбонил-железа представляет собой
гидрат окиси железа (ржавчина). Часть ржавчины уносится с отработавшими
газами, но некоторое количество ее попадает в смазочное масло. Наряду
с этим пентакарбонил-железо обладает двумя важными преимуществами:
неядовитостью и отсутствием корродирующего действия галогеноводород-
ных кислот.
В США был предложен метод совместного использования тетраэтилсвинца и
пентакарбонил-железа и метод применения «мягких» катионов и «смазочных» анионов для деталей
из железных сплавов. Говоря о твердости катионов, действующих абразивно, прежде всего
надо отметить, что в сравнении с твердостью окиси железа твердость окиси кальция и окиси
меди значительно меньше. Поэтому применение соответствующих присадок (органических
соединений цинка, кальция и меди) окупается снижением износа деталей цилиндров и деталей
поршневой группы. Триэтилфосфат и трикрезилфосфат должны снижать-абразивное действие
гидрата окиси железа, образующегося в двигателе при работе на бензине, содержащем
присадку с пентакарбонил-железом, до допустимых пределов.
120

При этом важен не столько химический состав указанных веществ, сколько тот факт>
что, видимо, принципиально не исключена возможность замены тетраэтилсвинца неядовитым
и не вызывающим^ коррозии пентакарбонил-железом.
Бензол и бензино-бензольные смеси
Бензол, благодаря жестким требованиям к качеству, из дешевого
заменителя бензина превратился в высококачественное топливо, используемое
в смесях с бензином. Эти смеси бензина с бензолом (типа «Арал») имеют
хорошие антидетонационные свойства (октановое число по
исследовательскому методу более 80). Смеси в несколько раз дороже бензина, но они
превосходят его по качеству.
К преимуществам бензола относятся высокая детонационная стойкость,
большая теплотворность, хорошая испаряемость, а в бензоле,
подвергавшемся гидрогенизационной очистке, и полное отсутствие серы. Более высокая
цена бензола всегда оправдывается этими его преимуществами.
Работа двухтактных двигателей меньше зависит от качества топлива,
чем четырехтактных, в которых зависание впускных клапанов вследствие
их засмоления и выгорание фасок выпускных клапанов могут наступить
очень быстро.
В последнее время качество бензола снова повышено за счет применения
при его производстве гидрогенизационной очистки.
До введения гидрогенизационной очистки бензол очищали серной кислотой с
последующей нейтрализацией щелочью и повторной перегонкой. При обработке серной кислотой
нестабильные, склонные к образованию смол вещества выделяются в виде кислого гудрона, но
очистка в этом случае достигается за счет потери около 10% полупродукта.
Спарты и смеси, содержащие спирты
Спирты и смеси, содержащие спирты, в качестве топлива для
карбюраторных двигателей не применяются, хотя во время затруднений со
снабжением жидким топливом такие смеси находили применение.
Разница между спиртом-ректификатом и «абсолютным» спиртом состоит
в неодинаковом содержании влаги. Спирт-ректификат содержит воды 5%
(по объему), а абсолютный спирт — менее 1%. Чтобы получить
однородную и устойчивую при низкой температуре смесь водного спирта с бензином,
необходимо вводить стабилизаторы смеси (чаще всего применяют бензол).
Абсолютный (безводный) спирт образует с бензином устойчивые смеси,
для которых стабилизация не требуется.
В настоящее время синтетическое получение спирта (процесс Reppe или
синтез из этилена коксового газа), а также получение спирта сбраживанием
древесных отходов и отходов бумажного производства обходится дешевле,
чем сбраживание пищевых продуктов и их отходов, применяемое в сельском
хозяйстве.
Спирты в чистом виде, в частности метанол, не используются в качестве
топлив для двигателей, хотя при их применении можно получить очень
высокую литровую мощность. Это объясняется тем, что вследствие очень
большой теплоты парообразования спирты не обеспечивают пуск холодного
двигателя без специальных приспособлений или добавления бензина, а
вследствие их малой теплотворности значительно возрастает объемный расход
топлива, в результате чего снижается радиус действия автомобиля. Топлива,
содержащие спирты, отличаются большой полнотой сгорания и поэтому
охотно используются автомобилистами.
Во время второй мировой войны в Швейцарии к автомобильным бензинам
добавляли паральдегид химических заводов Lonza («эмская вода»). Для
поддержания производства на заводах, вырабатывающих паральдегид, и в
мирное время «эмская вода» применяется на автотранспорте зимой.
В Южной Африке, Индии, Южной Америке и Других странах,
располагающих дешевым сырьем для сбраживания, топлива с добавкой водного
и безводного спирта находят постоянное применение. При работе на топли-
121

вах, содержащих спирт, особое значение приобретает поддержание высокого
теплового режима двигателя в процессе эксплуатации. Этим уменьшается
количество содержащего уксусную кислоту конденсата, образующегося
в двигателе из обогащенных водой продуктов сгорания.
1 ' !
i i i
i i i
Топлива для гоночных автомобилей
Кроме повышения степени сжатия, имеются три различных пути для
увеличения работы цикла посредством увеличения весового количества
топлива, сгорающего в двигателе за каждый цикл.
1. Сжатие смеси или воздуха с помощью нагнетателей, имеющих
механический привод (осевые, центробежные, объемные). Этим путем с
применением в некоторых случаях многоступенчатого наддува с промежуточным
охлаждением всегда удается значительно повысить весовое наполнение
цилиндров двигателя г.
2. Частичная или полная
замена необходимого для сгорания
воздуха кислородом. Воздух
содержит лишь немногим более 20%
кислорода. Можно считать, что
воздух — это кислород,
разбавленный инертным азотом в
отношении 1 : 5. Таким образом,
полная замена воздуха кислородом
теоретически означает возможность
сжигания за один цикл почти
пятикратного количества топлива
и, следовательно, получения почти
Фиг. 17. Влияние теплоты испарения некото- В 5 раз большей МОЩНОСТИ. Возни-
рых топлив на температуру смеси: кающие при ЭТОМ очень высокие
температура и давление
разрушающе действуют на двигатель,
что делает применение такого
«химического наддува» не
безопасным. К этому надо добавить, что чистый кислород может
образовывать взрывчатые смеси (например, с маслом).
Этот способ используется и в двигателях с циркуляцией рабочего тела,
применяемых, например, при работе под водой. В таких двигателях
засасывается не свежая порция воздуха, а охлажденные продукты сгорания с
добавлением кислорода.
3. Применение специальных топлив («гоночных» топлив), что является
наиболее простым и безопасным средством достижения повышенной
мощности. Они обычно не обладают повышенной теплотворностью, но имеют
очень большую теплоту испарения. Вследствие этого засосанная в цилиндр
смесь имеет значительно более низкую температуру (фиг. 17) и часть топлива
попадает в камеру сгорания в виде тумана. Таким образом достигается
значительно большее наполнение цилиндров двигателя свежей смесью, чем
в случае применения обычных топлив. К этому надо добавить, что
невысокая теплотворность «гоночных» топлив в большинстве случаев
сопровождается соответствующим уменьшением теоретически необходимого для
полного сгорания количества воздуха (табл. 8). Все эти свойства таких топлив
оказывают чрезвычайно благоприятное воздействие на наполнение, а
следовательно, и на литровую мощность двигателя.
а — расчетное снижение температуры смеси при
отсутствии подогрева, б — температура рабочей смеси
в двигателе; / — бензин; 2 — бензол; 3 — этанол;
4 — метанол.
1 Наддув по схеме Buchi (центробежный нагнетатель, работающие от турбины,
использующей энергию отработавших газов) особенно удобно применять в дизелях, имеющих
сравнительно низкую температуру выпуска.
122

Таблица 8
Состав и свойства
Состав в %:
автомобильный бензин х . .
авиационный бензин . . .
легкий бензин
мотооный бензол .....
метанол
этанол
ацетон
толуол, нитробензол . . .
касторовое масло ....
ТЭС в см^/л
Октановое число (по
моторному методу)
Удельный вес при 15° С в г/см3
Упругость паров по Reid в am
Растворимость воды при 20° С
Теплота испарения:
в ккал/л
в ккал/ке
Низшая теплотворность:
в ккал/л
в ккал/кз
1
22
78
0,88
96
0,833
76
92
8200
9840
2
20
70
10
0,88
95
0,829
0,5
90
108
7730
9320
Состав и свойства
Banks
3
20
70
1С
1,54
96
0,829
0,5
90
108
7730
9320
u Canestrini
4
—
30
60
10
1,10
92
0,825
14,3
160
194
5240
6350
5
55
22
23
1,54
90
0,771
1,7
85
ПО
7235
9385
«гоночных» топлив
6
20
60
20
2,20
96
0,814
1,1
93
114
7180
8820
7
20
60
20
0,88
95
0.814
1Д
93
114
7180
8820
Th. Hammerich
По опытам Швейцарского
управления по испытанию
материалов
8
35
5
20
24
16
?
83
0,783
0,53
2,0
103
132
6450
8230
9
15
10
15
36
24
?
86
0,785
0,65
4,2
123
157
5700
7275
10
15
5
48
32
?
89
0,780
0,68
9,5
141
182
4950
6350
и
15
5
64
16
?
89
0,780
0,59
8,0
170
219
4740
6075

Автомобильное
объединение
Mercedes
12
5
22
60
10
3
?
92
0,810
0,47
>12
164
5160
6370
13
8
20
30
30
10
2
?
90
0,795
0,53
>13
139
5620
7080
АНа
Romeo
14
—
15
40
40
5
?
91
0,814
0,37
>20
163
5100
6265
Гоночные топлива
Двигатель
без
наддува
15
60
15
25
0,6-0,7
93
0,783
0,50
>1,4
85
7260
9270
(1946 г.)
Двигатель
с наддувом
16
5
15
70
10
92
0,802
0,54
>13,5
171
4750
5910
17
75
85
6
1,5
91
0,787
0,55
>7
188
4110
5220
1 С добавкой ТЭС октановое число равно 75.

Как показали непосредственные измерения, улучшение наполнения
двигателя за счет охлаждения смеси при испарении топлив с большой
теплотой испарения составляет 10—20% (табл. 9).
Суммарная теплота испарения (включая нагрев до температуры кипения) составляет
для различных жидкостей (в ккал/кг):
Бензин 150—160
Бензол 138
Ксилол 184
Этанол 276
Метанол 304
Дизельное топливо 360
Вода 611
Таблица 9
Влияние свойств некоторых топлив на наполнение двигателя (по Ricardo)
Показатели
Топливо
Бензин
Моторный
бензол
Спирт (95в/«)
Метанол
Низшая теплотворность в ккал\кг . .
Энергия, содержащаяся в 1 л смеси
при нормальной температуре, в кем
Теплота испарения в ккал/кг ....
Отношение теплоты испарения к
теплотворности
Теоретическое снижение температуры
смеси за счет полного испарения
в °С
Теоретическая температура смеси при
температуре воздуха 30° С и
полном испарении
Расчетное увеличение весового
заряда
10 400
409
76
0,73
19
+ П
100
9600
405
90
0,94
21
+9
101
6000
396
246
4,09
98
—68
139
5340
407
278
5,16
140
— ПО,
174
Конечно, было бы наиболее целесообразным использовать в чистом
виде топлива с максимальной теплотой испарения, как, например, метанол
(табл. 10). Но он имеет настолько большую теплоту испарения, что,
применяя его, не удается пустить двигатель. Поэтому «гоночные» топлива обычно
содержат довольно много метанола, но для облегчения пуска одновременно
имеют в своем составе легкий бензин или бензол. Если специальными
мероприятиями удается преодолеть неудобства эксплуатации двигателя на чистом
метаноле, то можно получить чрезвычайно высокую мощность, повышая
степень сжатия или наддув за счет необычайно высокой детонационной
стойкости метанола (ОЧ около 140).
Вследствие понижения температуры при испарении испаряемость
«гоночных» топлив в двигателе ухудшается, но она в значительной мере может
быть улучшена снижением температуры кипения азеотропных смесей \
Ниже приведена температура кипения t некоторых азеотропных смесей
(в % по объему):
Смесь Температура кипения
смеси t в °С
81% н-гексана (* = 69°С)+19% бензола (f = 80°) . . . 68,9
79% н-гексана (* = 69°С) + 21% этанола (£ = 78°С). . 58,7
72% н-гексана (t = 69е С) + 28% метанола (/ = 65° С) 50,0
60% бензола (t = 80° С) + 40% метанола (t = 65° С) . . 58,3
68% бензола (f = 80°C) + 32% этанола (f = 78°С). . . 68,2
23% этанола (£ = 78° С) + 54% бензола (* = 80°С) +
+ 23% воды (*= 100° G) 64,9
1 Азеотропными, или нераздельнокипящими, смесямн называются смеси двух жидкостей,
выкипающие подобно однородной жидкости, т. е. без разделения на составные части Азео-
тропные смеси делятся на две группы, имеющие температуру выкипания выше температур
выкипания составных частей и наоборот Смеси второй группы образуют ряд углеводородов,
а также углеводороды со спиртами. Прим. ред.
124

Таблица Ш
Теплота испарения и охлаждение смеси теоретического состава
Смесь
Теплота испарения
в ккал/кг
Охлаждение смеси
Неогексан
Н-гептан
Н-октан .
Н-декан .
BV-бензол
Этанол
Метанол .
Эфир . .
Вода . .
87
74
71
60
95
220
284
88
536
21
18
16
11
26
83
140
28
В том случае, когда увеличение мощности двигателя должно быть
достигнуто преимущественно повышением степени сжатия, конечно, следует
применять современные высокооктановые синтетические топлива, как
неогептан, неогексан,, триптан, изооктан, изопропиловый эфир, метилэтилкетон
и т. д.
Тракторный керосин
Топливо, применяемое в тракторных карбюраторных двигателях,
представляет собой керосиновую фракцию, выкипающую при температуре 182—
244° С. Иногда к тракторным топливам относят газойль, выкипающий при
температуре 200—350° С и имеющий показатель испаряемости около 290° С.
Все попытки использования газойля (дизельного топлива) в
карбюраторных двигателях не дали положительных результатов. Трудности
заключались в том, что картерное масло разжижалось несгорающей частью топлива
до такой степени, что оно теряло необходимые смазочные свойства х.
Не дало удовлетворительных результатов и смешение газойля с равным
количеством бензола. При всех способах сжигания газойля в
карбюраторных двигателях в камере сгорания очень быстро образуется большое
количество нагара, вследствие чего выходят из строя свечи.
Напротив, при подходящих условиях эксплуатации использование
тракторного керосина, который может иметь цетановое число 43—64
(следовательно, октановое число примерно 40—0 и менее), в двигателях с низкой
степенью сжатия дает хорошие результаты. Наиболее благоприятны для
применения тракторного керосина условия эксплуатации, при которых не
требуется частых изменений скоростного и нагрузочного режима двигателя,
т. е. работа на крупных сельскохозяйственных массивах, езда на
междугородных автострадах и стационарная эксплуатация. При этом необходимы
поддержание высокого теплового режима двигателя (применение воздушного
охлаждения или термостата и дросселирования охлаждающей воды),
хороший предварительный подогрев воздуха, топлива и смеси, применение
относительно высоких скоростей воздуха во впускном трубопроводе и т. д. Для
1 Поэтому двухтактные карбюраторные двигатели, в которых масло добавляется
непосредственно к топливу, легче приспособить к работе на более тяжелых топливах, но и в этом'
случае применять газойль не удается. Вполне удовлетворительно работают на тяжелых
тонлмвах карбюраторные двигатели с калильной головкой.
125

устранений детонации к большинству тракторных топлив можно добавлять
присадку «Werol», содержащую пентакарбонил-железо. Пускать двигатель
и работать на холостом ходу лучше на бензине, с помощью специального
пускового карбюратора через параллельную впускную систему с весьма
малым проходным сечением.
Присадки к топливам для карбюраторных двигателей
Все топлива для карбюраторных двигателей отпускаются на заправочных
колонках с большим количеством различных присадок, улучшающих
различные свойства топлив. Присадками можно воздействовать, например,
на стабильность топлив при хранении, на их пусковые свойства, склонность
к разжижению масла, детонационную стойкость и т. д.
При добавлении к бензину определенного количества легких фракций
(газового бензина) улучшаются его пусковые свойства без повышенной
склонности к образованию паровых пробок в системе питания х.
Присадками комплексного действия являются бензол, спирт и
синтетические высокооктановые компоненты, как изооктан, неогексан, триптан и т. д.
Иногда топлива для карбюраторных двигателей содержат небольшое
количество органических антидетонаторов, таких как анилин, монометилани-
лин и им подобные, но для достижения практически ощутимого
антидетонационного эффекта их надо добавлять в значительно большем количестве.
Все окрашенные в красный цвет автомобильные бензины содержат
антидетонационную присадку с тетраэтилсвинцом (этиловые жидкости).
Антидетонационные присадки на основе пентакарбонил-железа в настоящее
время не применяются.
Для замедления процесса образования смол почти ко всем бензинам
в очень малых количествах добавляют ингибиторы — сложные органические
вещества типа гидрохинона, пирогаллола и т. п. Еще более сложные вещества
используют для предотвращения корродирующего действия топлив.
Топлива, содержащие спирт, содержат стабилизаторы смеси,
снижающие чувствительность к поглощению влаги и улучшающие этим
стабильность смеси при низкой температуре. Наиболее распространенными
стабилизаторами спирто-бензиновых смесей являются бензол, ацетон и высшие
спирты.
Говоря о прочих присадках, необходимо прежде всего остановиться
на вводимых в топлива смазочных веществах типа Speedoil, которые
уменьшают износ цилиндров при пуске двигателя, составляющий, как известно,
значительную долю общего износа при эксплуатации. Уменьшение износа
в этом случае достигается в результате смазочного действия присадки,
нейтрализации ею образующихся кислот и эмульгирования конденсирующейся
воды и перекиси водорода. Эффективность таких присадок против
коррозии, связанной с применением этиловых жидкостей, еще требуется
экспериментально проверить.
Своеобразным является вопрос о целесообразности добавления к
топливам воды. В настоящее время этот метод используется при работе на
остаточных нефтяных топливах калоризаторных двигателей Lanz — Bulldog.
Совершенно очевидно, что за счет испарения воды происходит внутреннее
охлаждение смеси при впуске, вызывающее соответствующее уменьшение
давления в конце сжатия и, следовательно, уменьшение склонности к
детонации. Кроме того, вода может способствовать удалению нагара из камеры
сгорания, воздействуя на него по реакции образования водяного газа.
Бесчисленные попытки добавления воды к топливам делались с учетом
того, что, например, в сырую погоду или при езде в сырых низменных местах
автомобильный двигатель несравненно лучше «тянет». Но в этих случаях
1 Добавка газового бензина обычно одновременно несколько повышает
антидетонационные свойства автомобильных бензинов. Прим. ред.
126

количество попадающей в двигатель воды всегда очень мало и
обусловленные атмосферными явлениями колебания влажности всасываемого воздуха
больше, чем изменения подачи воды специальными устройствами,
дозирующими воду или водяной пар.
Опытами было выяснено, что никакие способы добавления воды в малых
количествах не дают существенных результатов. Для достижения заметного
влияния необходимо, как уже упоминалось, вводить много воды для
внутреннего охлаждения двигателя.
Вообще к добавлению обычной воды надо относиться с известной осто*
рожностью, так как в камере сгорания может образовываться накипь и
ухудшатся условия смазки поршня.
Напротив, добавлением непосредственно во впускную систему
антидетонационной присадки, состоящей из разбавленного метанола и ТЭС, можно
бороться с детонацией при работе с высокой нагрузкой (большое открытие
дроссельной заслонки).
Неоднократно делались попытки введения воды в двигатель в виде топ-
ливно-водяных эмульсий. Однако этот метод не нашел применения
вследствие недостаточной стабильности таких эмульсий.
Можно применить присадки для облегчения пуска холодного двигателя.
Однако обычно ввиду достаточно высокого качества бензинов и надежного
действия пусковых устройств карбюраторов нет необходимости применять
химические средства для облегчения пуска. Среди химических средств
облегчения пуска наиболее интересен «Supralin», представляющий собой
студенистую массу, которая состоит из очень тщательно очищенного, склонного
к воспламенению углеводорода, который после выдавливания из тюбика, где
он хранился, превращается в жидкость и испаряется.
Газообразные топлива
Газообразные топлива сгорают, не загрязняя двигатель. При их приме?
нении можно получать высокие мощности при малом расходе топлива. Вследт
ствие очень высоких антидетонационных свойств газа становится возмож-.
ным дальнейшее улучшение экономичности двигателей за счет увеличения
степени сжатия. Продукты сгорания газообразных топлив не обладают
неприятным запахом. Условия работы смазочного масла улучшаются
настолько, что из опыта эксплуатации газовых двигателей стало понятно*
насколько велико значение топлива в процессах старения картерных масел.
В двигателях, работающих на газе, отсутствует разжижение масла топливом.
Поэтому в таких двигателях можно и нужно применять масла с меньшей
вязкостью. Следует принимать во внимание то, что при экономичной
регулировке (т. е. при работе с некоторым избытком воздуха) раньше наступает
сравнительно небольшое повышение вязкости масла. Свечи в таких
двигателях всегда необычайно чисты, а с!рок службы свечей значительно больше,
чем в двигателях, работающих на бензине.
Однако газообразные топлива при нормальном давлении занимают очень
большой объем. Например, равное количество энергии содержит 1 м3 метана
и 1,25 л бензина.
Транспортировка метана, а тем более других менее калорийных газов
(светильный газ, коксовый газ) в надувных баллонах из прорезиненной ткани,
размещаемых на крышах автомобилей или в прицепах, экономически
нецелесообразна и применялась только в связи с острым недостатком жидкого,
топлива. Газообразные топлива могут быть рационально использованы
на автотранспорте, если они сосредоточены в малом объеме. Это связано
с затратой энергии на сжатие и, кроме того, с приобретением
транспортабельных баллонов, которые должны надежно выдерживать высокое давление.
Они обладают значительно большим весом, чем изготовляемые из листового,
металла баки для жидкого топлива. Вес баллонов является неизбежным
балластом, ухудшающим экономичность газобаллонных автомобилей. Баллоны,
наполняемые сжиженным газом, сравнительно легки, так как испытьк
127

вают давление только 5—15 ати (испытание проводится на 25 ати).
Значительно тяжелее баллоны для сжатого газа (метан, коксовый газ),
выдерживающие давление 200 ати (табл. 11).
Баллоны для сжатого и сжиженного газа
Таблица 11
Показатели
Сжиженный газ
(25 ати)
Сжатый газ —
метан (200 ати)
Сжатый светильный
газ — городской,
коксовый (200 ати)
Емкость в л
Диаметр в мм
Длина в мм
Вес без газа в кг
Вес газа в кг
Объем газа в м3
Запас энергии в тыс. ккал
Соответствующее количество
бензина в л
(практически)
Вес брутто в кг,
соответствующий 10 000 ккал . .
52
267
1105
30
22
0,039
жидк.
241
32.5
2,16
79
318
1190
39
33
0,059
жидк.
362
49,0
1,98
108
318
1750
53
46
0,082
жидк,
505
68,0
1,95
51
229
1740
78
8,9
11,8
100
13,5
8,7
58
229
1930
83,5
10,0
13,4
114
15,5
8,3
77
267
1930
119
13,3
17,7
150
20,1
8,7
140
368
1930
223
24,0
32,1
51
229
1740
78
4,8
273
37,0
9,4
36
4,9
9.0
23
58
229
1930
83,5
5,3
10,7
40,5
5,5
22
77
267
1930
119
7,2
14,3
54,5
7,4
23,5
140
368
1930
223
1,0
25,7
98
13,2
24
Во избежание лишнего повышения давления во время эксплуатации
газовые баллоны следует предохранять от попадания на них солнечных
лучей г или от воздействия посторонних источников тепла, а также от
толчков, ударов и других механических воздействий. При работе на сжиженном
газе баллоны в большинстве случаев заполняются сжатым газом
непосредственно на автомобиле. Необходимо предохранять вентили защитными
колпаками от механических повреждений. Перед передачей в эксплуатацию
баллонов, предназначенных для высокого давления газов, их следует
тщательно проверить для выявления скрытых пороков металла. В последнее
время для этого применяют даже исследование ультразвуком.
Из всех газообразных топлив наибольшее значение имеют только
сжиженные газы и метан (табл. 12). В некоторых городах станции очистки сточ-
кых вод производят канализационный газ, который становится
полноценным топливом с высоким содержанием метана только после химической
очистки. В большинстве случаев он используется для собственных нужд
в коммунальных предприятиях. Светильный и коксовый газы почти
не находят применения вследствие слишком малого радиуса действия
автомобилей, работающих на этих газах.
Сжиженные газы и метан имеют неодинаковое значение для
автотранспорта. Применение сжатого метана ограничивается уменьшением радиуса
действия автомобиля, значительным удельным весом газобаллонной
установки высокого давления и, кроме того, сравнительной малочисленностью
заправочных станций. В случае применения сжиженного газа эти
недостатки отсутствуют. Радиус действия газобаллонного автомобиля,
работающего на сжиженном газе, значительно больше, чем автомобиля, работающего
на сжатом газе. Заправка метаном производится, как правило, на
компрессорных станциях путем заполнения баллонов, стоящих на автомобиле.
Для заправки автомобиля сжиженным газом заменяют пустой баллон
наполненным. Сжиженный газ продается по весу.
1 Можно рекомендовать покрытие алюминиевой или другой светлой краской (для отла-
чия баллонов с горючими газами достаточно' нанесения красного кольца).
128

Таблица 12
Свойства газообразных топлив для автомобилей
Газ
Сжиженный газ
(испытание баллонов на 25 ати,
рабочее давление 5—
15 ати)
Сжатый газ (рабочее
давление 200 ати):
Метан
Очищенный
канализационный газ
Светильный газ
Состав газа
Бутан,
изобутан,
пропан
Метан
Метан
Водород,
окись
углерода,
метан,
углекислота
Удельный вес
в г/см3
газа
2,37
0,727—
0,755
0,8
0,6
жидкости
0,558
Теплотворность
в ккал/м3
газа
25 000
8150—
8650*
8300
3600—
4500
газо-воз-
душной
смеси
-890
-850
-840
-800

Октановое
число
>100
>100
>100
-90
* Приведенная теплотворность характеризует теплотворность чистого метана.
Моторный метан может иметь в своем составе этан, алкены, а также некоторое
количество водорода и окиси углерода. Вследствие этого удельный вес моторного
метана достигает 0,95, а теплотворность возрастает до 10 250 ккал/м3.
Сжиженный газ
Сжиженный газ, состоящий из бутана, пропана, бутена и пропена,
выделяют из крекинг-газа; кроме того, он является составной частью газового
бензина, конденсирующегося из жирного природного газа. При
атмосферном давлении и комнатной
температуре все перечисленные углеводороды
Рта
16
12
8
и
п
^*
^_ —
у
/
/
/
/
у
/
/
/
I
-60 -40 -20
0
Z0
60t°C
Фиг. 18. У'пругость паров р сжиженных газов
в зависимости от температуры t:
I — пропан; 2 — изобутан; 3 — нормальный бутан.
Фиг. 19. Расположение заборной
трубки в баллонах для сжиженного газа:
а — при вертикальном баллоне; б — при
горизонтальном баллоне.
находятся в газообразном состоянии, но уже под давлением 5—15 ати
(фиг. 18) в зависимости от температуры они переходят в жидкое состояние. Для
того чтобы по мере расхода газа его состав не изменялся, заборная трубка /
в баллоне размещается внизу (фиг. 19). Этим обеспечивается постоянная
9 Бюссиен S70 129

подача жидкости г. Жидкий газ через подогреватель (фиг. .20 и 21), где он
полностью испаряется (что особенно важно в зимнее время), поступает в
понижающий давление редуктор. Редуктор отрегулирован так, что истечение
газа из баллона возможно только при некотором разрежении на выходе,
Фиг. 20. Схема аппаратуры для работы автомобиля
на сжиженном газе:
/ _ баллон для сжиженного газа; 2 — запорный
вентиль; 3 — подогреватель; 4 — редуктор; 5 — диафрагма;
6 — воздухоочиститель; 7 — смеситель; 8 — карбюратор
для жидкого топлива.
т. е. при работающем двигателе. Образование газо-воздушной смеси
происходит в диффузоре, в качестве которого может использоваться диффузор
карбюратора (если необходима смешанная эксплуатация, т. е. работа и на газе
21
Фиг. 21. Газобаллонная установка для сжиженного газа:
1 _ баллон для сжиженного газа; 2 и 3 - хомуты крепления баллона; 4 ~ ™**и™ль™*™***
А чяшитный козьтек- 6 — трубопровод; 7 и 8 — резьбовое соединение; 9, 10, И — соединение
шмнгов с"главным запорным вентилем; Пп 13 _ соединение с подогревателемt 14-1?' - трубопровод
к редуктору и детали соединения с ним; 18 - трубка низкого давления к карбюратору, 19 -■ трубка
к регулятору частичной нагрузки; 20 - смеситель или карбюратор; 21 - трубопровод для жидкого
v y топлива.
и на бензине попеременно). Для хорошего смесеобразования существенное
значение имеет правильный ввод газа в диффузор.
Разработано приспособление для регулирования состава смеси при
частичных нагрузках (соответствующее аналогичному приспособлению в
карбюраторе).
Л Если бы из баллона забирался газ, то в первую очередь был бы израсходован пропан,
обладающий более высокой упругостью паров; этим создавались бы большие неудооства,
связанные с непостоянством состава топлива. Прим. ред.
130

Фиг. 22.
Современная газобаллонная
установка для
сжиженного газа:
1 — фильтр высокого
давления; 2 — хомут
баллона; 3 —
запорный кран; 4 —
резиновый, шланг; 5
—переходник к баллону;
6 — стальная трубка
диаметром 10 мм\ 7 —
соединение
диаметром 10 мм; 8 —
вводная газовая трубка;
9 — подогреватель;
10 — карбюратор;
11—трубка,
передающая разрежение:
12 — понижающий
редуктор.

Баллоны для сжиженного газа нельзя заправлять полностью, так как при
повышении температуры может произойти разрыв баллона вследствие
теплового расширения жидкости г. Надо строго соблюдать простое правило:
при наличии нескольких баллонов на автомобиле надо полностью
израсходовать газ из одного баллона и отключить его, прежде чем будет введен
в работу следующий баллон. Правда, баллоны имеют предохранители,
открывающиеся при повышении давления более 25 ати и тем самым
предотвращающие разрыв баллона. Однако выпуск газа через предохранитель очень
нежелателен, так как газ, будучи тяжелее воздуха, стелется по земле и может
Фиг. 23. Схема газобаллонной установки с несколькими
баллонами.
стать источником опасной вспышки, охватывающей большое пространство.
Вообще очень большие технико-экономические преимущества
сжиженных газов реализуются только при соответствующей подготовке
персонала и соблюдении необходимых предосторожностей. Сжиженные
газы неядовиты и почти не имеют запаха.
На фиг. 22 показана современная газобаллонная установка для ежи»
женного газа, а на фиг. 23 — схема газобаллонной установки с
несколькими баллонами.
Метан
Источником получения метана является, например, тощий природный газ.
Метан, кроме того, получают в процессе низкотемпературного разделения
(—161° С) коксового газа, производимого для получения водорода,
необходимого для процессов гидрогенизации. Полученный этим способом метан
содержит некоторое количество высших углеводородов.
Метан может быть получен из коксового или светильного газа посредством
«метанизации». Метан передают по трубопроводам, хранят в газгольдерах
и перевозят в специально оборудованных автомобилях и заправочных
прицепах под давлением 350 ати. Такое высокое давление обеспечивает быструю
заправку баллонов автомобилей, наполняемых лишь до давления 200 ати.
На 25 заправочных станциях между Дортмундом и Кельном ежедневно
расходуется 150 000 м3 моторного метана. В 1950 г. автомобильным
транспортом было израсходовано 29 млн. м3 метана, что соответствует 32 млн. л
бензина. Количество отпущенного заправочной станцией метана при заправке
определяется измерением давления, специально проверяемым манометром.
Метан не вполне следует известным газовым законам. Он сжимается
больше, чем получается по расчету. При расчете заправки метана надо
1 На заправочных станциях это требование безопасности при всех условиях выполняется.
132

вводить поправку 1,15% (т. е. в баллон входит больше газа, чем можно
предположить). Светильный газ обладает обратным свойством. В случае
заправки светильного газа надо вводить поправку 0,92% (т. е. можно
заправить баллон меньшим количеством и без того сравнительно
низкокалорийного газа). Метан легче воздуха. Это следует принять во внимание, чтобы
знать особенности пожарной опасности сжатого газа.
Для того чтобы исследовать возможности более выгодного
использования метана в качестве топлива для автомобилей, были поставлены опыты
по применению жидкого метана, хранившегося в транспортабельных
теплоизолированных сосудах. Жидкий метан имеет температуру — 161,4° С и
плотность 0,41 г/см3.
Октановое число метана выше 100/ Двигатели, работающие
исключительно на метане, могут иметь повышенную степень сжатия.
Канализационный газ
Канализационный газ состоит в основном из метана, полученного при
брожении осадка городских сточных вод и очищенного водой от углекислого
газа и других вредных примесей. В большинстве случаев канализационный
газ используется самими добывающими его коммунальными предприятиями.
Канализационный газ обладает прекрасными антидетонационными
свойствами (04 выше 100). Поэтому автомобили, целиком переведенные на
канализационный газ, могут иметь двигатели с высокой степенью сжатия.
Светильный газ
Светильный газ в настоящее время почти не применяется в качестве
топлива. Вследствие относительно высокого содержания окиси углерода
он ядовит. Светильный газ, как и метан, легче воздуха. Перед применением
его следует подвергать тщательной очистке. Неочищенный газ сильно
корродирует компрессоры и баллоны.
Твердые топлива
При использовании твердых топлив для автомобилей их газифицируют
в газогенераторах. До настоящего времени еще не созданы газогенераторные
автомобили с достаточно высокими технико-экономическими показателями,
хотя генераторный газ вследствие высокой детонационной стойкости
допускает значительное повышение степени сжатия двигателя. При этом, однако,
увеличивается электрическое сопротивление искрового промежутка свечей,
что вызывает необходимость сближения электродов или применения более
высокого напряжения. Вероятно, лучшим решением этого вопроса является
переход к газо-жидкостному процессу, в котором воспламенение газо-воздуш-
ной рабочей смеси происходит не от искры, а в результате
самовоспламенения при высоком давлении сжатия небольшой порции дизельного топлива,
обладающего хорошей воспламеняемостью.
Ниже приводятся краткие сведения о важнейших видах твердых топлив:
торф (20—25% Н2О, диаметр кусков 5 сму зольность менее 2,5%, серы мало);
древесная чурка (зольность менее 1%, теплотворность 3600 ккал1кгу воздушной сухости,
размер кусков 8x5 сму сера отсутствует);
бурый уголь (кусковой, крошка);
буроугольные брикеты (теплотворность 4800 ккал/кг, зольность 4—10%);
древесный уголь 1;
торфяной кокс *;
буроугольный полукокс х (до 25% золы, значительное содержание серы);
каменноугольный полукокс * (5—10% золы);
тощие угли;
антрацит1 (размер кусков 10—18 мм, 4—7% золы, менее 11% летучих, теплотворность
7400 ккал/кг).
1 Эти топлива более или менее свободны от смолистых веществ. Остальные топлива их
содержат.
133

Основными (важными) свойствами твердых топлив являются:
размер кусков (зерен);
возможно больший насыпной вес;
отсутствие примесей, пыли, стружек, опилок;
небольшая влажность;
небольшая зольность;
высокая температура плавления золы;
отсутствие или малое содержание смолистых веществ и серы;
сохранение прочности при высокой температуре, нц. не спекание;
достаточно высокая калорийность и умеренная стоимость;
стабильность.
Второстепенными свойствами являются цвет и запах.
Специальные топлива
Имеется несколько видов топлив, которые относят к специальным. В эту
группу входят высокооктановые топлива для двигателей со степенью сжатия
около 12 (триптан и ему подобные, а также топлива для гоночных
автомобилей — «гоночные» топлива).
Специальными топливами являются также так называемые безопасные
топлива (нефтяная фракция, выкипающая в пределах 150—210° С).
Практически пожарная безопасность при работе на этих топливах почти не
повышается.
К специальным топливам относятся новые твердые * топлива для
карбюраторных двигателей. Примером такого топлива может служить бензин,
загущенный мылами. В Англии для загущения бензина использовалась
пена, образованная из искусственных смол.
Дизельные топлива
Можно выделить важные и второстепенные требования к дизельным
топливам.
Дизельные топлива прежде всего должны обладать достаточной
воспламеняемостью и при работе на эксплуатационных режимах, и при пуске
холодного двигателя. Для дизелей с непосредственным впрыском, обладающих
лучшей экономичностью, требуется несколько лучшая воспламеняемость
топлива, чем для дизелей с разделенными камерами (предкамерных, с
воздушным аккумулятором и др.)-
Большое значение для качества дизельного топлива имеет его чистота.
Дизельное топливо небольшими, точно отмеренными дозами подается
насосами высокого давления к форсункам (с сопловыми отверстиями очень малых
размеров), которые распыливают его под давлением около 100атм **.
Топливный насос и форсунки являются прецизионными механизмами. Поэтому
наличие в топливе воды, песка, солей, золы и других примесей может привести
к серьезным неисправностям. Содержание золы не должно превышать 0,05%,
серы 1%, асфальта 0,5%.
Существенное значение имеет также отсутствие у топлива склонности
к образованию коксовых отложений на распылителях форсунок (кокс по
Конрадсону не более 0,05). Топливо должно быть химически нейтральным.
Весьма важно, чтобы топливо обладало необходимой вязкостью (1—2
градуса Энглера при 20° С) и достаточной фильтруемостью при отрицательной
температуре: 200 см3/мин при —15° С (определяется по методу Hammerich).
Если при низкий температуре топливо густеет (температура застывания
должна быть ниже —15° С) или из него выпадает парафин, оно перестает
* Речь идет о загущенных бензинах, применение которых может дать большую экономию
при дальних перевозках за счет использования легкой и невозвращаемой тары (его можно
перевозить в деревянной таре). Однако твердые бензины не получили широкого
распространения из-за недостаточной стабильности и некоторых других причин. Прим. ред.
** Это справедливо для штифтовых форсунок; много дырчатые закрытые форсунки обычио
регулируют на давление подъема иглы около 200 ати. Прим. ред.
134

проходить через фильтр тонкой очистки, наличие которого в топливной
системе дизеля совершенно необходимо для защиты насоса и форсунок от
повреждения механическими примесями, содержащимися в топливе.
Дизельные топлива должны смешиваться одно с другим без выпадения
осадков. Для дизельных топлив это требование тем более важно, что
расходовать все заправленное в баки количество топлива до конца нежелательно
вследствие возможности попадания при этом воздуха в топливную систему.
Дизельные топлива должны иметь очень ограниченную склонность к
образованию сажи, дыма и неприятно пахнущих веществ.
Напротив, совершенно непонятны часто выдвигаемые требования к цвету
дизельного топлива. Второстепенными свойствами являются также
температура вспышки (важно только в отношении пожарной безопасности);
температура воспламенения; фракционный состав х; стабильность при
освещении; химический состав; коэффициент преломления; поверхностное
натяжение.
Товарное дизельное топливо — это, как правило, газойль из нефтяного
сырья, имеющий в большинстве случаев высокое цетановое число.
Дизели с непосредственным впрыском лучше всего работают на топливах
с цетановым числом 45—50 и несколько больше. Даже для менее
чувствительных к воспламеняемости топлива дизелей с разделенными камерами, как
правило, требуется применение топлив с цетановым числом не менее 40.
Только крупные стационарные дизели с очень высокой степенью сжатия
(до 25) могут работать на любом топливе соответствующего фракционного
состава независимо от его воспламеняемости. В частности, для таких дизелей
в качестве топлива могут использоваться соответствующие фракции
каменноугольной смолы с добавлением или даже без добавления легко
воспламеняющегося топлива или когазина, хотя дизельное топливо из каменноугольной
смолы имеет цетановое число около нуля или ниже нуля.
Сравнительно часто встречаются дизельные топлива, полученные из
продуктов полукоксования бурых углей. Во время второй мировой войны
в качестве дизельного топлива использовались соответствующие фракции
продуктов полукоксования швабских и брауншвейгских сланцев^ Их
применение было сопряжено с известными эксплуатационными трудностями,
обусловленными высоким содержанием серы в этих топливах и их склонностью
к смолообразованию (а также неприятным запахом).
В некоторых случаях для повышения цетанового числа дизельных топлив,
имеющих недостаточную воспламеняемость, применяют синтетические
дизельные топлива, обладающие чрезвычайно высокими цетановыми числами. Так,
например, Kolbel предложил метод, по которому можно добавлять когазин
к дизельному топливу из каменноугольной смолы без образования осадка.
Когазин в чистом виде имеет цетановое число около 100. Это «слишком
хорошее» дизельное топливо. В обычных дизелях чистый когазин не может
быть эффективно использован 2.
Для использования низкоцетановых топлив предложены два способа:
предварительный впрыск малой порции высокоцетанового топлива, при
сгорании которого повышается температура и давление, чем создаются
благоприятные условия для воспламенения основного топлива, и добавление
к топливу присадок, повышающих воспламеняемость 8. Первый способ
применяется довольно редко, второй — вообще применяется только в порядке
1 Для современных быстроходных дизелей с непосредственным впрыском фракционный
состав имеет большое значение и его нельзя рассматривать как второстепенный показатель
качества дизельного топлива. Прим. ред.
2 Слишком легко воспламеняющееся топливо сгорает непосредственно около устья
отверстия распылителя. При этом плохо используется содержащийся в свежем воздушном заряде
кислород, выделение тепла вследствие химической неполноты сгорания ухудшается,
двигатель дымит и работает неэкономично. Прим. ред.
3 Применение присадок ограничивается недостаточной их эффективностью и
стабильностью, а также взрывоопасностью большинства из них при производстве и хранении.
Прим. ред.
135

опытов. Стуки в дизелях на холостом ходу удается уменьшить или совсем
устранить применением двойного кулачка (предварительный впрыск части
топлива).
Высокоцетановые дизельные топлива, кроме того, применяют для
воспламенения газо-воздушной рабочей смеси в газо-жидкостном процессе.
МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ И ПОКАЗАТЕЛИ КАЧЕСТВА ТОПЛИВ
Отбор пробы
При всяком исследовании нефтепродуктов решающее значение имеет
правильность отбора пробы и доставки пробы к месту испытания без
изменения качества. Для перевозки проб топлив разработаны специальные
транспортабельные сосуды.
Чтобы избежать грубых просчетов, при отборе проб топлив необходимо соблюдать
определенные правила. При взятии пробы из крупных резервуаров надо иметь в виду, что
и смешивающиеся одно с другим топлива в больших массах самопроизвольно не
перемешиваются даже при незначительной разнице в удельном весе, а образуют слои. Поэтому,
если есть возможность, необходимо отбирать пробы на различных уровнях.
В случае отбора пробы легкого топлива размер пробы должен быть достаточно велик,
а бутылка заполнена полностью и герметично закупорена, так как при испарении наиболее
легких фракций топлива его качества заметно меняются.
Все топлива в большей или меньшей степени светочувствительны. Поэтому пробы надо
хранить в темном месте и предохранять их от действия света, например, завертывая бутылки
в металлическую фольгу. Не всегда придается достаточное значение подготовке тары под пробу.
Пробы желательно отбирать в стеклянную совершенно чистую посуду. Пробку, если она
не стеклянная, необходимо изолировать от топлива, например, станиолем.
Чистота топлив
Жидкие топлива не должны содержать ни твердых, ни жидких примесей
(например, воды). В карбюраторных двигателях грязное топливо вызывает
засорение фильтра и жиклеров карбюратора, в дизелях — износ топливной
аппаратуры. Наличие жидких примесей в топливе проще всего установить
центрифугированием, а твердых —
г/Кг\ | | | j | | | | | | ) | | | | ( осаждением на предварительно
взвешенном фильтре.
Вода растворяется в топливах
в количестве нескольких сотых долей
процента. При понижении
температуры растворимость воды снижается
и она выпадает из раствора (фиг.24),
В некоторых топливах вода
длительное время может оставаться во
d
3
2
■f
—--
—-
—!
,
,—■
——
го
60
фиг. 24. Зависимость растворимости воды
(в г/кг) в бензине и бензоле от температуры
в °С.
взвешенном состоянии.
Из твердых примесей чаще всего
в топливах встречаются окалина
и песок, а в дизельных топливах —
кроме того, асфальт, кокс, сажа и соли. Прозрачность и цвет топлива
определяются при рассмотрении его толстого слоя. Вообще цвет топлива
не имеет никакого значения. Этилированные бензины окрашиваются
в условные цвета. Например, в США бензины с октановым числом 80
окрашивают в красный цвет, 91—98 — в голубой, 100 — 130 — в зеленый
и 115—145 — в пурпурный.
От топлив требуется также определенная химическая чистота. Хотя
жидкие топлива почти не содержат золы, все же в дизельных топливах могут
находиться не задерживающиеся фильтрами металлоорганические вещества,
которые при сгорании дают твердый остаток, вызывающий повышение износа
двигателя и увеличивающий количество отложений на деталях. Поэтому
зольность дизельных топлив нормируется. Не всякую зольность топлива
можно определить выпариванием навески топлива и прокаливанием остатка,
136

так как некоторые металлоорганические соединения, например
антидетонаторы, летучи. Зольность топлив, содержащих летучие металлоорганические
соединения, может быть определена только специальными химическими
методами.
К химическим примесям топлив относится сера. Сера является горючей
примесью. Образующийся при сгорании серы сернистый ангидрид не
причиняет никакого вреда двигателю, если температура стенок цилиндров выше
точки росы (около 65° С )*. Совсем иная картина наблюдается в
переохлажденном двигателе. Сернистая кислота, образующаяся при конденсации влаги,,
легко окисляется до серной кислоты, которая сильно корродирует металлы.
По этой причине стремятся снижать содержание серы в топливах.
Элементарная сера или сера,
содержащаяся в соединениях, легко
отщепляющих серу, называется активной.
Такие сернистые соединения нужно
полностью удалять из топлива, так
как они разъедают цветные металлы.
Отсутствие в топливе активной серы
устанавливается пробой на медную
пластинку. Для этого свежеочищенную
медную пластинку на несколько часов
помещают в испытуемое топливо и
выдерживают при температуре 50° С. Фиг. 25. Определение содержания смол*
Пластинка не должна покрываться в меДН0Й чаше-
черным, темно-коричневым или серо-
стальным налетом. Допускается лишь незначительное изменение цвета.
Качественное определение активной серы удобно производить на ртути;
этим методом можно производить и количественное определение. Метод,
испытания топлива на медную пластинку (выдержка в бомбе в течение 3 час.
при 50° С) стандартизован. Общее содержание серы определяется сжиганием*
пробы. Сера в топливах встречается в виде элементарной серы, сероводорода,
тиофенов, меркаптанов, сульфидов и сероуглерода. При очистке топлива
«докторским раствором» сера не удаляется, а лишь благоприятно изменяется
характер сернистых соединений. Присутствие серы в топливах нежелательно*
не только вследствие корродирующего действия сернистых топлив и
продуктов их сгорания, но и вследствие резкого снижения приемистости
сернистых топлив к тетраэтилсвинцу и ухудшения их запаха.
Химическая чистота топлива определяется также отсутствием в нем
значительных количеств смол, солей и не стабильных при хранении соединений.
Содержание смол имеет наибольшее значение для топлив карбюраторных
двигателей. Если содержание смол в топливе выше 10 мг на 100 см3, то на
впускных клапанах образуются отложения, вызывающие зависание
клапанов и ухудшение наполнения. Многие топлива склонны к осмолению. В таких
топливах при длительном хранении содержание смол возрастает.
Стабильность топлива при хранении можно заранее оценивать лабораторными
методами. Метод оценки стабильности топлив по реакции с серной кислотой
теперь не применяется, так как этим методом бракуются топлива,
содержащие достаточно стабильные в нормальных условиях вещества. Содержание
смол в топливе определяют испарением 100 см3 испытываемого топлива в
стеклянной или медной чаше (фиг. 25); стабильность при хранении оценивают
окислением топлива кислородом в стандартных условиях.
Смолы для оценки стабильности топлива при хранении подразделяют
на фактические, которые уже имеются в топливе, и потенциальные, которые
* Такое утверждение неверно. При высокой средней эксплуатационной температуре
вредное влияние продуктов сгорания серы на износ уменьшается, но не устраняется
полностью. Кроме влияния на износ, необходимо учитывать и влияние серы на увеличение-
образования нагара и скорость старения масла. Прим. ред.
137

образуются в топливе в процессе его хранения. Подробное описание методов
оценки смолистости топлив можно найти в специальной литературе. Метод
испарения из медной чаши слишком чувствителен.
Поскольку эксплуатация не всегда подтверждает результаты
лабораторных исследований, применяются и непосредственные моторные испытания
топлив на специальных, особо чувствительных двигателях.
Некоторое представление о чистоте топлива может дать капиллярный
анализ, который, однако, применяется в редких случаях.
Для повышения стабильности топлив при хранении к ним добавляют
ингибиторы (гидрохинон, пирогаллол, альфанафтол и др.). В специальной
литературе описаны методы определения ингибиторов в топливах. Стабильность
топлив можно определить по методу ASTM, основанному на поглощении
топливом кислорода, и. методу BV, который значительно проще и дает
достаточно точные результаты.
Требование стабильности при хранении применительно к дизельным топ-
ливам относится главным образом к топливам, полученным из
каменноугольной смолы или содержащим присадки. Эти топлива склонны к образованию
осадков. Некоторые из этих осадков при нагреве вновь растворяются в
топливе, но имеются и такие, которые не могут быть переведены в раствор.
Трудность удовлетворения требований к стабильности дизельных топлив
в отношении образования осадков состоит в том, что процессы, необходимые
для соответствующей обработки топлив, очень длительны.
Дизельное топливо не должно содержать фенола и креозолов. Это
требование важно, так как такие вещества сильно корродируют металлы.
Наличие указанных соединений определяется химическим анализом.
Склонность топлив к образованию углеродистых отложений оценивают
коксуемостью по методу Конрадсона. Определенная по этому методу коксуемость
плохо отражает фактическое поведение топлив в двигателях; Hammerich
разработал новый метод оценки коксуемости топлив. По этому методу
коксуемость определяют под давлением 150 ати при 200° С. В этих условиях
процесс образования кокса идет примерно так, как в двигателе. Поэтому удается
установить характер отложений, в состав которых входят продукты
термического распада топлива. Вопрос о том, насколько растворяющие
присадки могут предотвратить образование нагара в дизелях, еще не совсем
ясен.
Иногда некоторое представление о составе топлива можно получить
простейшими средствами: испарением капли топлива на руке, на
фильтровальной бумаге, наблюдением за подъемом топлива по фитильку из
фильтровальной бумаги (капиллярный анализ) и т. д.
Запах топлива не имеет существенного значения. Запах улучшается
очисткой топлива от сернистых соединений и определенных групп
ненасыщенных углеводородов *.
Запах отработавших газов как у дизелей, так и у карбюраторных
двигателей в некоторой степени связан с запахом применяемого топлива. Однако
запах отработавших газов зависит не только от запаха топлива,-но и в
значительной мере от характера протекания процесса сгорания. Избыток
воздуха всегда способствует более полному сгоранию и образованию продуктов,
не обладающих резким запахом. Обезвреженные и совершенно не
обладающие запахом отработавшие газы можно получить, установив на автомобиле
каталитический дожигатель, в котором происходит догорание окиси
углерода и неприятно пахнущих веществ. Некоторое влияние на запах
отработавших газов оказывает также сгорающее в двигателе небольшое количество
смазочного масла.
1 Нюхая топливо, находящееся в сосуде, можно легко ошибиться в оценке, так как
при этом можно уловить запах только летучих веществ. Запах можно оценивать, разбавляя
пары топлива воздухом до тех пор, пока запах становится неуловимым (порог
чувствительности).
138

Делались попытки улучшения запаха топлив и смазочных масел добавкой
ароматных веществ, чтобы одновременно улучшить запах отработавших газов,
но этот метод не нашел распространения. Присутствие в топливах перокси-
дов нежелательно. Их наличие в топливе можно установить, смешав 10—
15 см3 топлива с 2 см8 свежего 5%-ного раствора йодистого калия. При
наличии в топливе пероксидов раствор окрашивается в желтый цвет.
Кислоты, присутствующие в топливе, вызывают коррозию деталей
двигателя, и поэтому количество их должно быть строго ограничено *.
Кислотность топлива определяется титрованием. Лучшим методом контроля корро-
зионности топлив, обусловленной присутствием свободных нафтеновых
кислот и других агрессивных соединений, является проба на цинковую
пластинку (выдержка 24 часа при 50° С).
Стабильность топлив под действием света не имеет большого значения.
Однако некоторые топлива, особенно содержащие антидетонационные
присадки, обладают пониженной стабильностью при освещении. Под действием
света из них выпадает осадок нерастворимых смол, свинцовых и железных
соединений.
Испаряемость
Испаряемость является важной характеристикой топлив. Для легких
топлив, используемых в карбюраторных двигателях, ее значение очень
велико. Для дизельных топлив она менее важна. Слишком легкое дизельное
топливо при впрыске в цилиндр очень быстро испаряется; при этом
дальнобойность струи сокращается и перемешивание паров с воздухом идет
медленнее, чем мельчайших частиц жидкого топлива 2. Дизельное топливо не должно
обладать чрезмерной испаряемостью (начало кипения не ниже 200° С;
показатель испаряемости порядка 250—290).
В карбюраторных двигателях испаряемость топлива влияет на многие
процессы (пуск, распределение смеси по цилиндрам, разжижение смазки
и т. д.). Обычно в существующих двигателях полного предварительного
испарения топлива не происходит. Последние частицы топливного тумана
испаряются только во время сжатия или непосредственно во время сгорания.
Вероятно, что дальнейшее развитие двигателей с внешним
смесеобразованием пойдет по пути создания условий для полного внешнего
смесеобразования. В старых конструкциях карбюраторных двигателей, снабженных
испарительными (поверхностными) карбюраторами, полное предварительное
испарение топлива обеспечивало весьма совершенное сгорание и малый
расход топлива 3. Недостатком полного "внешнего испарения топлива является
отсутствие внутреннего охлаждения свежего заряда в цилиндре двигателя
за счет скрытой теплоты испарения топлива и уменьшение наполнения
вследствие поступления всего топлива в виде паров.
Основным методом оценки испаряемости топлив является фракционная
разгонка в стандартных условиях: по методу Engler (фиг. 26 и 27) или ASTM
(фиг. 28). Для топлив, содержащих бензол, испаряемость оценивают
прибором Kramer u Spilker.
По данным фракционной разгонки строят кривую (фиг. 29). Общую
испаряемость топлива оценивают средней температурой кипения 4, т. е.
показателем испаряемости, характеризующим высоту расположения кривой
разгонки (в координатах температура — процент выкипания). Для смесей
углеводородных топлив показатель испаряемости можно рассчитывать по правилу
1 Присутствие водорастворимых кислот и щелочей вообще не допустимо. Прим. ред.
2 Поэтому работающие на легком топливе дизели имеют склонность к дымлению уже
яри средних нагрузках.
8 Испарительные карбюраторы не обеспечивают надлежащего изменения состава смеси
при изменении скоростного и нагрузочного режима двигателя. Утверждение автора о
получении малого расхода топлива с испарительными карбюраторами неверно. Прим. ред.
4 Показатель испаряемости может быть экспериментально найден как температура
выкипания 50% топлива.
139

смешения, зная показатель испаряемости каждого компонента. При
наличии в топливе спирта расчетное определение показателя испаряемости
неприменимо вследствие понижения температуры кипения смесей х. Кроме
средней температуры выкипания, определенное значение, конечно, имеет и угол
Фиг 26. Прибор Engler для
определения фракционного состава
топлива.
—065 —
Фиг. 27. Колба Engler.
подъема кривой разгонки (т. е. широта фракции). Средний угол подъема
кривой разгонки называют числом фракционирования (фиг. 30).
Испаряемость чистого (не содержащего спирт) бензина можно, например, характе-
77/777Y7//У//7///У///////7//////////
Фиг. 28 Аппарат ASTM для определения фракционного
состава:
/ — горелка; 2 — асбест; 3 — бачок для воды и льда; 4— медная
трубка: 5 — фильтровальная бумага.
1 Тот факт, что хорошая испаряемость по кривой разгонки содержащих спирт топлив
на практике не подтверждается, показывает, какое важное значение имеет скрытая теплота
испарения Иначе говоря, для практической характеристики испаряемости топлива очень
важен фактор времени. Большая испаряемость смесей, содержащих спирт, в условиях
статического испарения становится заметной вследствие образования паровых пузырей. В этом
случае фактор времени имеет значение, противоположное тому, которое имеет в процессах,
происходящих в карбюраторе.
140

ризовать показателем испаряемости (п. и.) и числом фракционирования
(ч. ф.) следующим образом: п. и. ± ч. ф. = 120° ± 70°; для чистого бензола
п. и. ± ч. ф. = 80° ± 0°.
Показатель испаряемости рассчитывается по формуле
11. и.
ГДе *5о/о, ^15%,
°с
150
№
120
100 <
91
77
во
40
20
.. . и т. д. — температуры выкипания 5; 15; 25% и т. д
топлива.
Однако практически этими
показателями пользуются редко.
Для оценки испаряемости топлив
используют характерные точки
7
у
f
у
f
71
/
•/7
7?
2>
s
Ч
■и
7~t
/
7?
1
f
156 е'С
135 °С
126°Г
гоо
150
юо
50
о
20
60 80 %
"7
>
/
Фиг. 29. Кривые разгонки и
определение показателя испаряемости
(показатель испаряемости 112):
/ — пределы выкипания 77° С, 156° С;
2—пределы выкипания 91е С, 135° С.
0 5 25 45 65 85 100%
Фиг, 30. Определение числа
фракционирования для бензина
(показатель испаряемости 125):
F —число фракционирования (±53,6):
/ — линия фракционирования.
Таблица 13
Характерные точки кривой разгонки
кривой разгонки, так называемые 10%-, 50°/0- и 90%-ные точки. Каждая из
этих точек имеет определенное эксплуатационное значение. По 10%-ной
точке судят о пусковых свойствах топлива; 50%-ная точка
характеризует приемистость непрогретого двигателя и общую испаряемость; 90%-ная
точка важна для оценки полноты
сгорания, увеличения износа при
недостаточном прогреве двигателя
и разжижения масла.
В табл. 13 приведены
типичные значения температур,
соответствующих выкипанию 10; 50
и 90% топлива.
Большое значение имеет тесно
связанная с фракционным
составом склонность топлива к
образованию паровых пробок. При
повышении температуры сверх
известного предела в отдельных местах топливной системы образуются
пузырьки пара \ при скапливании которых в подкачивающем насосе,
поплавковой камере, трубопроводах и т. д. прекращается подача топлива и этим
вызывается остановка двигателя (в случае подвода топлива из бака самотеком
Характерные
точки
10%-ная
50%-ная
90%-ная
Конец кипения . .
Температура в °С

Автомобильный бензин
60
100
160
200
Бензино-бен-
зольная
смесь
60
85
150
190
1 Воздух тоже растворен в топливах в довольно большом количестве (22 см3 воздуха
в 100 см3 бензина).
141

или под давлением опасность образования паровых пробок, естественно,
уменьшается). Несмотря на это, к автомобильным топливам (особенно к
зимним сортам) стали добавлять большие количества легких фракций топлива,
что облегчает пуск двигателя. Аналогичное действие на пусковые свойства
оказывает добавка к топливу спирта. Образовавшиеся в топливной системе
пары при охлаждении не растворяются в топливе. Поэтому особенно важно
не допускать их возникновения. Для этого топливопроводы и агрегаты
топливной системы предохраняют от воздействия тепла, топливные насосы
изготовляют из пластмасс, обладающих малой теплопроводностью, и т. д.
Вопрос о склонности топлив к образованию паровых пробок не нов, но раньше
при расположении топливного бака даже вблизи двигателя, где он
нагревался, и подаче топлива самотеком паровые пробки не
вызывали серьезных перебоев в работе двигателя, так как
образовавшиеся в топливной системе пары, не причиняя вреда, могли
улетучиваться через уравнительное отверстие топливного бака
и поплавковой камеры.
Для подбора топлив по их склонности к образованию
паровых пробок в системе питания двигателей метод
фракционной разгонки был усовершенствован.
В связи с добавлением в бензины весьма летучих фракций (бутан и др.)
возникла необходимость охлаждения паров перегоняемого топлива смесью
воды со льдом. Метод фракционной разгонки все время улучшается за счет
увеличения скорости перегонки, внесения поправок на атмосферное
давление и т. д.
Для определения склонности топлив к образованию
паровых пробок лучше всего пригоден специальный прибор Рейда
(фиг. 31). В стандартный прибор помещают необходимое
количество испытуемого топлива и оставляют определенный объем
воздуха. К герметически закрытому прибору присоединяют
манометр. Прибор помещают в водяную баню, где поддержи-
опреде^ вается температура 37,8° С. После выдержки отмечают
давупру- ление в приборе, которое служит мерой склонности данного
лен и я
гости
щенных
паров.
наш- топлива к образованию паровых пробок.
Величины давления насыщенных паров по методу Рейда
для обычных бензинов приведены ниже:
Температура в °С 20 40 60 37,8
Давление паров в кг/'см2:
зимний бензин 0,4 0,7 1,8 0,3—0,8
летний бензин 0,3 0,6 1.1 Менее 0,6
Для обеспечения надежного пуска 10% автомобильного бензина при
разгонке должны выкипать при температуре ниже 70° С. Фракции топлива,
кипящие при температуре выше 200° С, называют хвостовыми. Их
присутствие в бензине совместно с остатком от испарения указывает на
загрязнение бензина керосином или газойлем.
Пределы выкипания автомобильного бензина от 30 до 210—220° С,
авиационного бензина 40—170° С.
Для определения количества наиболее летучих углеводородов Hamme-
rich разработал специальный метод. Он же предложил также метод
определения (по кривой разгонки) критической температуры образования
паровых пробок, которая обычно равна 60—70° С.
Для двигателей, работающих на легком топливе с непосредственным
впрыском, испаряемость необходимо оценивать по другому. Обычные
топлива для карбюраторных двигателей должны выкипать в постоянном
интервале температур и желательно, чтобы кривая разгонки имела вполне
определенный вид. Химически однородные топлива выкипают целиком при одной
142

температуре и имеют кривую разгонки в виде горизонтальной линии,
может оказаться выгодным при использовании в двигателях с
непосредственным впрыском.
о го
щ во 80 % ю о ю го о w
Фиг. 32. Диаграмма испаряемости.
Вместо кривой разгонки было предложено строить наглядную диаграмму
испаряемости (фиг. 32). Однако этот метод представления результатов
фракционной разгонки до сих пор не получил распространения.
Сгорание в двигателе. Антидетонационные свойства
и воспламеняемость топлив
Качеству сгорания топлив в настоящее время уделяется большое
внимание. При недостаточной детонационной стойкости топлива увеличивается
его расход или вообще эксплуатация двигателя становится невозможной.
То же можно сказать в отношении дизеля, если применяемое топливо
обладает недостаточной воспламеняемостью.
Детонационная стойкость и воспламеняемость — это два различных
названия одного и того же явления *. Детонационные стуки, возникающие
в конце сгорания в карбюраторном двигателе, однородны по своей природе
со стуками, возникающими в дизеле в начале сгорания. И в том и в другом
случае происходит мгновенное сгорание части рабочей смеси, находящейся
при таких условиях, когда образуются химически неустойчивые вещества,
вступающие в реакции с огромной скоростью. Эти свойства топлив в
значительной мере, но не исключительно, зависят от содержания «свободного»
водорода (т. е. водорода, который не может быть при сгорании окислен
кислородом, содержащимся в самом топливе). Богатые водородом топлива склонны
к детонации и обладают хорошей воспламеняемостью. Напротив, топлива,
бедные водородом (например, ароматические углеводороды), стойки в
отношении детонации, но обладают плохой воспламеняемостью. Химическая
структура молекул (разветвление углеродных цепей) также очень сильно
влияет на характер сгорания топлив.
Детонационная стойкость и воспламеняемость топлив связаны с температурой их
самовоспламенения. Однако до сих пор не удалось точно измерить температуру
самовоспламенения. Температура самовоспламенения еще в значительной мере зависит от применяемой
аппаратуры и методики проведения опыта. Поэтому не удалось найти достаточно четкую
взаимосвязь между температурой самовоспламенения топлив и характером их сгорания в двигателе.
1 По W. Wilke ЦЧ = 60 — 0,5 04 (например, если 04 = 74, то ЦЧ = 23).
143

Детонационная стойкость топлива выражается октановым числом,
которое численно равно содержанию по объему в процентах изооктана (2, 2,
4-триметилпентана) в смеси с нормальным гептаном, обладающей
эквивалентной данному топливу детонационной стойкостью. В зависимости от условий
проведения опыта получают различные характеристики детонационной
стойкости топлив. Для определения октанового
числа имеется несколько стандартных режимов
работы двигателя (исследовательский метод
и моторный метод *).
Имеется много различных октановых характеристик
топлив: например, октановое число по новому
исследовательскому методу, октановое число смешения или
октановое число по дорожному методу и, кроме того,
ряд октановых чисел, определяемых по разнообразным
специальным техническим условиям. Из всего этого
вытекает, что октановое число зависит от условий
опыта. Hammerich считает, что стойкость топлив в
отношении детонации должна характеризоваться несколькими
октановыми числами, полученными различными
методами и поэтому дающими разностороннюю оценку.
Для определения октанового числа служат
специальные одноцилиндровые двигатели (фиг. 33).
При наступлении детонации плавные волнообразные
кривые развернутых по времени индикаторных диаграмм
превращаются в пилообразные кривые с высокими пиками
давления (фиг. 34). Сначала отмечается неровная и
жесткая работа двигателя, переходящая затем в звонкий
металлический стук или глухой стук в зависимости
от конструктивных особенностей двигателя, вида топлива
и других условий 2.
При данной степени сжатия удается снизить
требования к детонационной стойкости топлив
или как бы косвенно повысить октановое
число топлив следующими мерами: приданием наивыгоднейшей формы
камере сгорания (фиг. 35); правильным формированием фронта пламени
при помощи соответствующего расположения свечи; сокращением пути
фронта пламени установкой нескольких
свечей; применением
высокотеплопроводных материалов для изготовления
цилиндров 3 и поршней (легкие сплавы);
охлаждением части рабочей смеси, сгорающей
в последнюю очередь (например,
установкой в блоке водораспределительной
трубки для предотвращения образования
паровых пузырей); предотвращением
образования «горячих» мест (достаточно
установить «холодные» свечи и
выпускные клапаны, обладающие высокой
теплопроводностью). Влияния различных факторов на предельную степень
сжатия показаны на фиг. 36. Для определения октанового числа
применяют двигатели с переменной степенью сжатия. Принципиальная схема
одного из таких двигателей показана на фиг. 37. Детонация определяется
на слух, датчиком детонации (игла Midgley), нокметром или, наконец,
индицированием. Эта задача облегчается тем, что все двигатели для
Фиг. 33.- Общий вид дизельной
установки IG для испытания
топлив (двигатель IG для
испытания бензинов внешне очень
похож).
Фиг. 34. Сгорание с детонацией и
нормальное сгорание в карбюраторном
двигателе.
1 Моторным методом определяется возможная зависимость детонационной стойкости
данного топлива от температуры.
2 Этилированный бензин и содержащие бензол топлива должны по-разному ^влиять
на шумность работы двигателей при детонации (этилированный бензин дает звонкий стук,
а бензол — глухой).
3 Легкие сплавы для изготовления цилиндров практически почти не применяются.
По-видимому, речь идет о гдловках цилиндров. Прим. ред.
144

а)
Фиг. 35. Наивыгоднейшие формы камер сгорания автомобильных
карбюраторных двигателей:
а — по Ricardo: свеча над выпускным клапаном в предкамере; в точке X —
вертикальная стенка; б — по Whatmough: свеча за выпускным клапаном; плоская
камера с плавным направлением потока в'точке X; в — по Jenewey свеча вблизи
выпускного клапана; в точке X — вертикальная стенка.
под/мин tL,tu
ос
2000
1500
1000
500
1с
80
-
20
да
30
20
V V
/
N
/
.1*
ч
/
У
а
V
/
\
<
а
\
*****
0,85
0у91
0,91
1,00
105
-0,2 0
AZ
Фиг. 36. Влияние различных факторов на величину предельной степени
сжатия:
дб — изменение степени сжатия; п — число оборотов двигателя; t* и t^—
температура воздуха и воды; 8 — угол опережения зажигания; а — коэффициент
избытка воздуха.
Фиг. 37. Принцип устройства механизма изменения степени
сжатия:
а — верхнее положение цилиндра (наименьшая степень сжатия);
б — нижнее положение цилиндра (наибольшая степень сжатия).
Бюссиен
145

испытания топлив весьма совершенны и стандартизованы. На фиг. 38
показан двигатель IG, который дает результаты, совпадающие с
результатами, получаемыми на американском двигателе CFR.
Фиг. 38. Двигатель IG для испытания топлив (соответствует двигателю CFR).
Для измерения детонационной стойкости топлива применяют пьезоквар-
цевые индикаторы, использующие пьезоэлектрические свойства кристаллов
кварца (фиг. 39—41). С их помощью можно снимать обычные или разверну-
Фиг. 39. Пьезокварцевый
датчик давления, охлаждаемый
водой:
а —в сборе; б—отдельные детали.
Фиг. 40. Схема пьезокварцевого
индикатора:
1 — кварцевые пластины; 2 — датчик
давления; 3 — трубка осциллографа;
4 — усилитель с включением в сеть;
5 — регистрация отклонения от
мертвой точки.
тые индикаторные диаграммы в течение сравнительно продолжительного
времени. Таким образом, возможно не только очень точное установление
начала детонации, но и измерение скорости нарастания давления после
воспламенения.
146

Определение детонационной стойкости состоит в том, что в стандартных условиях
(широко распространены главным образом моторный метод для авиационных бензинов и
исследовательский метод для автомобильных бензинов) в специальном двигателе находят
предельную степень сжатия для испытуемого топлива, по которой определяют октановое число,
пользуясь эталонными кривыми или непосредственным сравнением с первичными эталонами
(изооктан — нормальный гептан) или более дешевыми вторичными эталонами 1. На разлнч-
Отбод
тона
1 2
г)
Фиг. 41. Принцип работы/яьезодатчика:
а — направление осей в кристалле кварца; б — датчик давления; в — основная
схема с двумя пластинами кварца; г — схема с несколькими кварцами; / —
нейтральная ось; 2 — оптическая ось; 3 — электрическая ось; 4—кварц; 5 — мембрана.
ных установках при несколько различных условиях практически получаются близко
совпадающие результаты. При точных определениях необходимо учитывать влияние барометри"
ческого давления и влажности воздуха.
Октановое число топлива зависит от температурь! и числа оборотов
двигателя, при которых производится определение (фиг. 42).
Требуемая для данного двигателя
детонационная стойкость топлива тоже определяется
подбором смеси первичных или вторичных эталонов
с таким расчетом, чтобы двигатель на одной
смеси работал на пределе детонации и слегка
детонировал, а на второй— при тех же условиях
не детонировал. В процессе эксплуатации
требуемая детонационная стойкость топлива может
значительно изменяться за счет нарушения
регулировки зажигания, отложения нагара в камере
"сгорания и других причин.
г Даже у двигателей одной серии наблюдается
заметная разница в требованиях к топливу.
Поэтому результаты определения необходимой
детонационной стойкости топлив можно
применить в эксплуатационных условиях с известной
осмотрительностью, с некоторыми коррективами.
Это, между прочим, связано с тем, что в
многоцилиндровом двигателе детонация четко
различается уже тогда, когда она происходит только
в одном цилиндре. В одном же цилиндре
детонация может очень легко возникнуть по многим причинам, например,
в случае небольшого различия в степени сжатия, опережении зажигания%
наполнений и составе смеси при неблагоприятном их-сочетании.
Точное представление о работе отдельных цилиндров можно получить методом Schmidt,,
при котором пьезодатчики расположены снаружи на цилиндрах и с помощью осциллографа
улавливается даже предшествующее детонации повышение жесткости сгорания.
Фиг. 42. Зависимость октанов
вого числа по моторному
методу от температуры и
числа оборотов.
1 Топлива, специально выверенные по первичным эталонам, например, бензино-бензоль-
ные смеси, эталонный бензин, химически чистый бензол, синтетические углеводоооды.
10*
147

Из большого многообразия принятых показателей детонационной
стойкости топлив следует остановиться на главнейших.
1. 04 по исследовательскому методу F1 (обозначается ROZ).
Условия опыта: п= 600 об/мин, температура воздуха 52° С, температура
охлаждающей жидкости 100° С, датчик детонации, степень сжатия
переменная.
2. ОЧ по моторному методу F2 (обозначается MOZ).
Условия опыта: п = 900 об/мин, температура воздуха 38° С, температура
смеси 149° С, температура охлаждающей жидкости 100° С, датчик детонации,
степень сжатия переменная.
3. ОЧ по авиационному методу F3.
Условия опыта: бедная смесь, п = 1200 об/мин, температура воздуха
52° С, температура смеси 104° С, температура охлаждающей жидкости 190° С,
термопара, степень сжатия переменная.
4. ОЧ по авиационному методу F4.
Условия опыта: богатая смесь, наддув, степень сжатия в = 7, температура
охлаждающей жидкости 190° С, температура воздуха 107,5° С,
непосредственный впрыск топлива, п = 1800 об/мин, весы для измерения эффективной
мощности и мощности трения, детонация определяется на слух.
5. ОЧ дорожное. Равно 0,54 ROZ плюс 0,46 MOZ или равно MOZ плюс
2/3 чувствительности.
6. ОЧ смешения. Показывает действительное поведение компонента
топлива, не пропорционально изменяющего октановое число смеси.
7. Сортность. Выражает в процентах увеличение индикаторной мощности,
полученное на испытываемом топливе при условиях опыта методом F4,
в сравнении с мощностью, получаемой на чистом изооктане.
8. Чувствительность. Равна ROZ минус MOZ.
9. Приемистость к ТЭС.
10. Антидетонационные свойства двигателя. Требуемая для двигателя
детонационная стойкость топлива.
То, что методы определения воспламеняемости топлив и понятия,
относящиеся к этому их свойству, разработаны недостаточно подробно и сами
методы не так многообразны, объясняется отнюдь не простотой процесса
воспламенения и сгорания в дизелях. На самом деле эти процессы в
двигателях с самовоспламенением значительно сложнее, чем в карбюраторных
двигателях с электрическим зажиганием. В области изучения механизма
воспламенения и сгорания в дизелях можно ожидать появления новых
фундаментальных теоретических и практических работ, которые внесут большую
ясность в этот вопрос.
Воспламеняемость топлив выражается цетановым числом ЦЧ, которое
определяется с помощью специальных одноцилиндровых двигателей. Для
определения цетанового числа топлива, изменяя степень сжатия, находят
критическую степень сжатия, соответствующую вспышке в в. м. т., а затем
подбирают эквивалентную по воспламеняемости смесь цетана с альфаметил-
нафталином. ЦЧ выражается процентным содержанием цетана в этой смеси.
При определении ЦЧ испытываемое топливо и смесь должны давать равную
задержку воспламенения. Из двигателей, предназначенных для определения
ЦЧ, следует назвать установки CFR и IG (дизель). Эти установки позволяют,
кроме воспламеняемости, измерять задержку воспламенения и жесткость
сгорания (скорость нарастания давления), которые являются важными
характеристиками дизельных топлив.
Подобно тому как в карбюраторных двигателях посредством придания
целесообразной формы камере сгорания и ряда других мер удавалось снизить
потребное октановое число топлива при данной степени сжатия, в дизелях
можно улучшить воспламеняемость топлив при данном давлении сжатия,
используя принципиально те же приемы, но видоизменяя их применительно
к конкретным условиям (фиг. 43).
Определение воспламеняемости топлива во многом подобно определению
148

детонационной стойкости. Принцип устройства дизеля с изменяемой в
процессе работы степенью сжатия показан на фиг. 37. Дизель IG (фиг. 44 и 45)
дает достаточно точные результаты.
Лабораторные методы определения детонационной стойкости и
воспламеняемости, основанные на расчете по плотности, фракционному составу
и т. д. или воспроизводящие процесс сгорания в специальном аппарате,
куда подается кислород, не дают удовлетворительного совпадения с данными
моторных испытаний.
Химические методы не дают положительных результатов. Только метод
«анилиновых точек» еще находит широкое применение.
Шкала октановых чисел является
частью шкалы цетановых чисел.
Уравнение, связывающее октановое и цетановое П)
число, имеет следующий вид:
ЦЧ = 45 — 0,28 04.
W. Wilke дает другое уравнение:
ЦЧ = 60 — 0,5 04.
На характер протекания процесса
сгорания топлива можно оказывать
определенное влияние. С этой целью к топ-
ливам добавляют новые компоненты или
присадки *. Недостаточно стойкий в
отношении детонации бензин можно улучшить
добавлением бензола, спирта или того
и другого. Дизельные топлива,
получаемые из каменноугольной смолы, обладают
недостаточной воспламеняемостью.
Добавлением весьма склонного к
самовоспламенению когазина удается исправить
этот недостаток. Аналогичное действие
оказывают присадки. Некоторые амины
(например, монометил анилин) являются
в несколько раз более сильными
антидетонаторами, чем бензол. Несравненно
еще более сильными антидетонаторами
являются тетраэти л свинец и пентакар-
бонил-железо. Имеются также присадки
для повышения цетанового числа (к их числу относится, например,
этил нитрат 2). Однако эти присадки еще не находят применения.
При добавлении новых компонентов или присадок свойства топлива
не изменяются пропорционально количеству добавляемой присадки 3. Кроме
того, необходимо отметить, что различные по сырью и технологии
производства топлива имеют неодинаковую восприимчивость к различным присадкам.
Таким образом возникло понятие приемистости различных бензинов и их фракций к ТЭС
и понятие октанового числа смешения.
Следует отметить, что детонационная стойкость топлива зависит от
рабочей температуры двигателя.
В области химической теории, позволяющей объяснить явления,
способствующие возникновению детонации, достигнуты большие успехи. Известно,
например, что склонность углеводородов к детонации тем больше, чем
12
Фиг. 43. Наивыгоднейшие формы
камер сгорания дизелей:
а — с непосредственным впрыском; б—с
вихревой камерой; в — с предкамерой;
г — с воздушным аккумулятором; / ш
4 — фирма не указана; 2 — MAN;
3 — Cardner; 5 — Oberhansli; 6 — Kamper;
7 — Daimler-Benz; 8 — Hanomag-Magirus;
9 — Bussing-NAG; 10 — Saurer; //-MWM;
12 — Aero.
1 Компонентами топлив называют горючие вещества, добавляемые в значительных
количествах; присадками — вещества, добавляемые в незначительном количестве (от долей
процента до нескольких процентов). Прим. ред.
2 3% этилнитрата или 1% перекиси ацетона повышают цетановое число топлива
примерно на 20 единиц.
3 Так, например, эффективность ТЭС по мере увеличения содержания его в топливе воз-
растает только по логарифмической зависимости.
149

Фиг. 44. Дизель IG для испытания топлив:
а — верхнее положение головки цилиндра; б — нижнее положение головки цилиндра;
1 — топливный насос; 2 — маховик для перемещения головки цилиндра.
Фиг. 45. Дизель IG для определения цетанового числа
(А—величина задержки воспламенения):
/ — контакт отметки впрыска; 2 — датчик давления; 3 — неоновая
лампа; 4 — скользящий контакт; 5 — отметчик времени к индикатору;
6 — трубка осциллографа; 7 —дизель; 8 — балансный генератор.
150

Таблица 14
Сравнительная эффективность некоторых антидетонаторов и компонентов топлив
Наименование
Добавка
в см3/л для
равного
повышения ОЧ
Зольность
в г/л
Эффективность
Необходимая
добавка
в см3/л

Относительная
эффективность
Тетраэтилсвинец . .
Пентакарбонил-железо
Монометиланилин . .
Анилин
Ксилол
Толуол
Изооктан
Чистый бензол . . .
0,27
0,60
15
40
250
270
410
420
0,307
0,308
0,000
0,000
0,000
0,000
0,000
0,000
1
2
55
150
925
1000
1520
1550
1000
500
18
7
1,1 '
1,0
0,66
0,65
длиннее углеродная цепь. Нормальный октан детонирует очень сильно, а
применяемый в качестве эталона детонационной стойкости изооктан обладает
сильно разветвленной углеродной цепью. Кроме того, улучшению
антидетонационных свойств (а, следовательно, ухудшению воспламеняемости)
способствует наличие в молекуле двой-
04 г- цч ных связей (неполное насыщение) и гид-
■SO\1-1O юо\ роксильной группы, кольцевое строение
и малые размеры молекул.
По-видимому, имеются естественные
границы детонационной стойкости и вос-
1:3
11.6
1.9
1:1 Z ПО'
О-
50-
74
100]
1:14
1:25
о-
Дизель
f t t f f ¥ ?Т7?
Карбюраторный
Дбигатель*
-10 ±10
50
100 ЦЧ
w
100 74 50 0
Топливо
80 04
Фиг. 46. Связь октанового и цетанового чисел топлив
с числами, требующимися для двигателей (при
мероприятиях, влияющих в направлении стрелок,
детонация исчезает).
пламеняемости. Путем экстраполяции было найдено предельное
значение детонационной стойкости (ОЧ), равное 125 для бесконечно большой
степени сжатия (объем камеры сгорания равен нулю). При сопоставлении
октановых чисел многих веществ в зависимости от молярного объема или
энтропии было установлено также, что максимум кривых лежит около ОЧ = 120.
Предельное значение воспламеняемости близко к цетановому числу
когазина, равному 100. Таким образом, можно себе представить единую
шкалу детонационной стойкости и воспламеняемости, построенную не для
двух эталонов, а для двух определяющих физико-химических граничных
значений. Следует еще также уточнить, является ли наиболее
целесообразной применяемая шкала, основанная на аддитивном смешении, и не будут ли
удобнее экспонентная или логарифмическая шкалы, при которых
предельные значения воспламеняемости и детонационной стойкости являются
асимптотами (фиг. 46).
151

Ниже приведены октановые числа некоторых топлив по
исследовательскому" методу,:
Нормальный гептан О
Бензин прямой гонки, синтез-бензин ~40—50
Керосин ^50
Бензин гидрогенизации , . ~65—75
Автомобильный бензин 74
Бензино-бензольная смесь Ниже 80
Сжиженный газ . . ~~95—125
Изооктан 100
Городской газ, генераторный газ (из древесной
чурки) -^ 105
Моторный бензол ~108
Топливо для гоночных автомобилей ^-120
Метанол -^200
Для различных двигателей требуется следующая детонационная
стойкость (ОЧ) топлив:
Двигатели гоночных автомобилей (е = 10— 12) . . . Выше 100
Двигатели спортивных автомобилей (г & 7) ^80
Карбюраторные двигатели, стандартные 74
Двигатели со степенью сжатия е = 6 До 75
Дизельные топлива имеют следующие цетановые числа:
Масло из каменноугольной смолы (содержит фенол)
Альфа-метилнафталин
Среднее масло из каменноугольной смолы
Тракторный керосин
Масло из буроугольной смолы полукоксования . . .
Газойль
Цетен
Когазин
Цетан
Ниже 0
0
0—10
~ 40
•х- 30—45
45-55
~~ 86
86-92
100
Для различных дизелей требуется следующая воспламеняемость (ЦЧ)
топлив:
Судовые и стационарные дизели ...... -, . . . 10—40
Предкамерные дизели . * . , Выше 40
Автомобильные дизели с непосредственным
впрыском . - . . tr , Выше 45
С" !
С-'; ! 1;
(■; ! !;
)
i i:)
iiiiiiii; D
Фиг. 47. Схема разряда между • ^электродами Фиг. 48. Схематическое представление
свечи. * различных процессов сгорания:
а — нормальное сгорание; б — сгорание с
детонацией; в — детонация.
Процесс воспламенения топлива состоит в том, что вследствие разряда
между положительным и отрицательным электродами свечи (фиг. 47)
молекулы топлива активизируются путем их разложения.
152

Нормальное сгорание в открытой или закрытой трубе или в камере
сгорания двигателя происходит при поступательном перемещении фронта
пламени (фиг. 48).
Фотографирование процесса сгорания в двигателе через кварцевое окно*
показало, что при типичном детонационном сгорании повышение давления
и температуры приводит к возникновению нового очага воспламенения,
удаленного от места первоначального появления пламени. Новый очаг
воспламенения возникает в наиболее нагретой части несгоревшей смеси, и в
результате происходит столкновение двух или нескольких фронтов пламени.
Вследствие этого получается такое внезапное ускорение процесса сгорания, что
возникает детонация. В конечном счете детонация заключается в сгорании
смеси при таких условиях, когда она состоит из химически нестабильных
веществ *.
Двигатели внутреннего сгорания по способу использования различных
видов жидких топлив можно классифицировать следующим образом:
Двигатели внутреннего сгорания
(работают на жидком топливе)
Свечи

Испарение в

карбюраторе
Легкое
Принудительное
зажигание
Впрыск
Легкое
|
Низкая

Карбюраторный
двигатель
Низкая
Двигатели
легкого
топлива с
непосредствен^
ным
впрыском
Легкое и
тяжелое
Низная
До
средней

Двигатели Hes-
selman
1

Калильная
головка
Впрыск
Легкое
Низкая
ДО
средней

Двигатели с
калильной
головкой

Самовоспламенение
Впрыск
Тяжелое
Высокая
Дизели
Способ
зажигания
Способ

сеобразования
Вид топлива
Степень
сжатия (низкая
до 7,5,
средняя 8—10 и
высокая
более 12)
Принятое
название
1 Неустойчивые соединения в смеси образуются под действием фронта пламени,
распространяющегося от места запала и вызывающего поджатие (а, следовательно, и подогрев)
еще не сгоревшей части смеси. Эти соединения, особенно в наиболее горячих местах камеры,,
и являются очагами воспламенения, возникающими впереди фронта пламени и
приводящими к столкновению нескольких фронтов. В результате образуются ударные волны,
движущиеся с детонационной скоростью (1200—2500 м/сек). Прим. ред.
15а

Количественную зависимость октанового числа смешения по
исследовательскому и моторному методам для бензино-бензольных смесей от
объемного содержания бензола можно получить
из графиков, изображенных на фиг. 49 (по
данным Hammer ich).
Определение сернистой кислоты
в отработавших газах
Для определения сернистой кислоты
отработавший газ пропускают до
исчезновения окраски через поглотитель с 10 или
20 см3 децинормального раствора иода,
дистиллированной водой и каплей раствора
крахмала. Измерение объема газа
производится за поглотителем по следующей
формуле:
SO2 + 2J - 2HJ + H2SO4.
При этом следует учитывать, что 1 см3
децинормального раствора иода
обесцвечивается 1,0945 см3 SO2. Соляную кислоту
и бромоводород (из продуктов сгорания
этилированных бензинов) можно улавливать
азотнокислым серебром.
11f
■10
■91
81
..
t
)
0-
/
ч
>-"
; 1
>
у
/
/
—
/
А
Го
То
Уо
То
%
Фиг. 49. Зависимость октанового
числа смешения по исследователь-
скому и моторному методам для бен-
зино-бензольных смесей в зависи-
мости от объемного содержания
бензола в /0:
4 — исследовательский метод (F1);
2 - моторный метод (F2).
Электрические газоанализаторы
Электрические приборы, показывающие содержание углекислого газа
или окиси углерода и водорода, могут включаться последовательно. Были
разработаны аналогичные приборы, которые непосредственно дают
показания отношения количества топлива к воздуху в пределах j^ — t>q.
Принцип работы приборов, измеряющих содержание углекислого газа,
юснован на том, что теплопроводность углекислого газа меньше, чем
теплопроводность воздуха. Таким образом, включенные r мост Wheatstone нити
накаливания из благородного металла могут непосредственно давать
показания содержания углекислого газа. Водород обладает большой
теплопроводностью, поэтому точная работа приборов такого типа в этом случае
нарушается.
В приборах, измеряющих суммарное содержание окиси углерода и
водорода, имеется аналогичное устройство, в котором производится
каталитическое дожигание разбавленных воздухом отработавших газов с помощью
платиновой нити, имеющей температуру около 400° С. За счет догорания
газов происходит соответствующее повышение температуры нити, по
которому судят о содержании окиси углерода и водорода в отработавших газах.
Точность этих приборов снижается наличием в воздухе паров воды.
Точность приборов для определения содержания углекислого газа составляет
примерно, 0,5% СО2, а приборов для суммарного определения окиси углерода
и водорода 0,1% (СО + Н2).
Электрический прибор Siemens показывает содержание кислорода. Его
работа основана на том же принципе. Точность этого прибора составляет
примерно 0,3% О2. Конструкция прибора усложняется тем, что необходимо
иметь параллельно работающий электрический генератор водорода.
В самопишущем приборе «Uras» используются инфракрасные лучи.
Он непосредственно показывает содержание углекислого газа, окиси
углерода, углеводородов и т. д.
154

На принципе химического газового анализа работает прибор Woesthoff —
Bochum, который одновременно определяет содержание углекислого газа
(поглощением щелочью), окиси углерода (окислением йодноватым
ангидридом) и углеводородов (сжиганием).
Цвет отработавших газов
У карбюраторных двигателей отработавшие газы, как правило, бесцветны
(если не говорить о дыме от сгорания масла в двухтактных двигателях).
В дизелях предел дымления имеет очень важное эксплуатационное
значение. При большой подаче топлива (коэффициент избытка воздуха остается
больше единицы) дизель начинает сильно дымить, что указывает на
превышение предела дымления. Это явление наблюдается у тяжело груженых
автопоездов. Наличие дымного выпуска свидетельствует о неэкономичном
сгорании топлива и порче смазочного масла за счет его загрязнения
продуктами неполного сгорания топлива, прорывающимися через поршневые кольца
в картер (увеличение вязкости масла). Поэтому чрезвычайно важно во всех
случаях не нагружать дизель до появления интенсивного дымления.
Современные регуляторы автомобильных дизелей обеспечивают работу в пределах
бездымного сгорания, если не нарушена регулировка топливного насоса.
Для измерения дымности отработавших газов имеются специальные
приборы.
Пределы воспламеняемости и температуры самовоспламенения
Топлива, применяемые для автомобильных двигателей, имеют следующую
температуру вспышки в °С:
Бензин Ниже — 22
Тяжелый бензин Ниже + Ю
Бензол _16
Спирт +12
Керосин 21—60
Газойль 50—80
Смазочные масла 150—300
Температура воспламенения на 20—100° С выше температуры вспышки
в зависимости от метода определения:
До 50° С (по Abel)
До 100° С (по Pensky — Martin) ,
До 100° С (по Marcusson) . . . .
в закрытом тигле;
в открытом тигле
Воспламеняться могут только топливно-воздушные смеси, имеющие
определенный состав. Переобедненные и переобогащенные смеси не
воспламеняются. Граничные значения состава смеси, при которых возможно ее
воспламенение, называются пределами воспламенения (табл. 15 и 16). Близко
к середине образованного этими границами интервала находится
теоретический состав смеси.
Таблица 15
Пределы воспламеняемости и температуры самовоспламенения
Топливо
Бензин -
Бензол ~
Спирт
Сжиженный газ ....
Водород
Светильный газ ....
Предел воспламеняемости
в % по объему
Нижний
2
2
3—15
2
5
7
Верхний
6
8
12
10
70
50
Диапазон

воспламеняемости
4
6
9
8
65
43

Теоретически
необходимое
количество
воздуха в кг/кг
15,6
13,5
9
15
34
7
Температура

самовоспламенения в °С
550
730
430
570
585
600
155

Пределы воспламеняемости газов и паров ]
Таблица 16
Наименование
Пределы воспламеняемости в %
по объему в смеси с воздухом
Нижний
Верхний
Диапазон вос-
пл'аменяемости
Газы
Водород • . . . .
Окись углерода
Метан
Этан
Пропан
Бутан
Пентан
Этен
Ацетилен
Водяной газ
Светильный газ
Пары
Бензол
Гексан . . ,
Толуол
Этанол
Эфир ....,.,.. ^ .
Ацетон . л V .- •
Сероуглерод .
Аммиак . . , л
Бензин л л . . . , ,» . , .
Бензол . . л , , , , , • .
Метанол
4,1 (9)
12,5 (15)
5,6 (6)
3,1
2,2
1,7
1,4 (5)
3,0 (3)
3,3 (3)
(6)
(8)
1.5
(2)
1,4
4,4 (3) [2,5]
2,0 (3) [1,2]
2,25 (4) [1,6]
4,2 (2)
(16)
[08]
[4]
71,5 (66)
73,0 (72)
14,8 (14)
10,7
7,4
5,7
4,5 (8)
22,0 (34)
52,3 (81)
(72)
(19)
5,6
(7)
5,4
(13П19]
5.0 (7) [51]
9,6 (9) [15]
(31)
(27)
67.4 (57)
70.5 (57)
9,2 (8)
7,6
5,2
4
3,1 (3)
19,0 (31)
49,0 (78)
(66)
(И)
4,1
8
4,4 (10) [16,5]
3,0 (4) [49,8]
7,35 (5) [13,4]
4,2 (29)
(И)
[36]
[32]
1 Цифры приведены по данным R. Wheeler; в круглых скобках даны значения по
Е. Bed, в квадратных — по IG.
Температура самовоспламенения топлив зависит от условий ее
определения, в частности от давления. Для определения температуры
самовоспламенения разработано много методов. Интересно отметить, что температура
калильного зажигания от горячего источника в камере сгорания
карбюраторного двигателя на 2—300° С выше, чем температура самовоспламенения
данного топлива, определенная лабораторными методами.
Плотность топлива
В начальный период развития автомобилестроения плотность топлива
являлась важнейшей качественной характеристикой топлив. Тогда в числе
требований к бензинам имелось ограничение плотности (не выше 0,680 г/см3).
Этим показателем косвенно характеризовался фракционный состав, т. е.
летучесть бензина. Однако такая оценка правильна только в том случае,
если речь идет о прямогонном бензине из нефти, содержащей в основном
алканы. Если же бензины или другое топливо получены из нефти с большим
количеством цикланов или ароматических углеводородов или если топливо
представляет собой продукт крекинга, такая оценка не имеет смысла и
может привести к неправильным выводам.
156

В настоящее время плотность жидких углеводородных топлив (табл. 17)
служит ориентировочным показателем энергосодержания единицы их объема.
Для спиртовых смесей это положение недействительно. Топливо, имеющее
большую плотность, предпочтительнее, так как вес каждого литра топлива
больше и, следовательно, при расходе одинакового по объему количества
топлива можно проехать больший путь.
Таблица 17
Свойства компонентов легких топлив
Наименование
Формула
Температура
кипения в °С
Плотность
в г/см3
ОЧ по
моторному
методу
Н-бутан
Н-пентан
Неопентан (2.2-диметилпропан) .
Н-гексан
Неогексан (2,2-диметилбутан) . .
Н-гептан
Триптан (2, 2, 3-тркметилбутан) .
Н-октан
Изооктан (2, 2, 4-триметилпентан)
Н-нонан
Н-декан
2,2,3, 4-тетраметилгексан . . .
Циклопентан
Бензол
Толуол
Ксилол
Кумол
Изобутилбензол
Метанол
Этанол
Н-пропиловый спирт
Бутиловый спирт
Ацетон
Паральдегид
С4Н10
С5Н12
QH12
С6Н14
С6Н14
с?н16
с7н16
QH18
с8н18
С9Н20
Qo22
РьН10
с7н8
Qol4
СН3ОН
С2Н5ОН
С3Н7ОН
С (з)з
(СН3)2СО
—0,5
36
9
69
50
98
81
126
99
151
174
157
49
80
111
138—144
153
171
65
78
97
83
56
124
0,579
0,626
0,593
0,659
0,649
0,684
0,690
0,703
0.692
0,718
0,730
0,755
0,745
0,879
0 866
0,861—0,880
0,864
0,854
0,791
0,789
0,804
0,787
0,791
0,994
90—92
61—64
83
(26), 59
93—96
0
101
—17 ^ 19
100
(_28), —45
-53
102
83—85
<100
<100
<100
99
<100
98
99
100
<100
100
56
Плотность (в г/см3) дизельных топлив является косвенным показателем,
по которому можно определить их происхождение:
Газойль из нефтяного сырья 0,84—0,88
Дизельное топливо из буроугольной смолы 0,85—0,90
Дизельное топливо из каменноугольной смолы ♦ . 0,95—1,00
Плотность зависит от температуры. Коэффициент объемного расширения
нефтепродуктов составляет 0,0012—0,0016 на 1° С. Изменение плотности
при изменении температуры на 1° С составляет около 0,001. Иногда плотность
измеряют в градусах Baume, которые могут быть пересчитаны в плотность
в метрической системе мер по специальным формулам.
Плотность можно измерить с помощью весов Westphal, пикнометра или
ареометра. Удобным методом определения плотности является взвешивание
определенного объема топлива (например, в колбе емкостью 1 л).
Теплотворность
Теплотворность — это мера химического энергосодержания единицы*
количества топлива. Различают высшую и низшую теплотворность. Высшая
теплотворность топлива может быть определена по формуле
Н0 = Ни + 5,85х = Ни + 52,3*/,
где х — количество воды в продуктах сгорания при теоретическом составе
смеси в % по весу;
у — содержание водорода в топливе в % по весу.
157

Низшая теплотворность отличается от высшей тем, что она не учитывает
теплоту конденсации водяных паров. В двигателях внутреннего сгорания
конденсации водяных паров не происходит. Поэтому следует пользоваться
только низшей теплотворностью. Теплотворность может выражаться
в ккал на 1 моль, 1 л или 1 кг топлива.
Для определения теплотворности в калориметрах сжигают небольшую
навеску топлива (в калориметрических бомбах) или истекающую струю
(например, в калориметре Junkers).
Теплотворность углеводородных топлив колеблется [в довольно узких
пределах.
Смешиваемость топлив, растворимость и содержание воды в топливах
Бензин и бензол смешиваются в любых пропорциях и не могут быть после
смешения отделены один от другого никакими способами, кроме
вымораживания (или фракционирования). Самопроизвольное расслоение смеси
совершенно исключено. В тех случаях, когда наблюдается расслоение бензино-
бензольных смесей, можно утверждать, что смешение было заведомо
произведено недостаточно тщательно.
Бензин и бензол смешиваются с безводным спиртом также в любых
пропорциях. Смешиваемость водного спирта с бензином и бензолом ограничена.
Это ограничение проявляется в спирто-бензиновых смесях значительно
сильнее, чем в спирто-бензольных. В тройных бензино-бензольно-спиртовых
смесях бензол служит стабилизатором смеси. Из других стабилизаторов
смеси следует указать на изопропиловый спирт, изобутиловый спирт, ацетон
и этиловый эфир. Вообще чем сложнее смесь, тем выше физическая
стабильность.
Бензин и бензол растворяют в себе незначительное количество воды.
Растворимость воды в бензине и бензоле зависит от температуры, как это
ви.дно из графика (фиг. 24). Бензино-бензольные смеси обладают малой
растворяющей способностью в отношении воды.
Спирты смешиваются с водой в любых пропорциях. Содержащие добавку
спирта углеводородные топлива растворяют в себе воду в количестве
нескольких долей процента. Это обстоятельство используется для контроля (путем
титрования). Чем больше воды растворено в углеводородном топливе,
содержащем добавку спирта, тем сравнительно выше низкотемпературные
свойства такого топлива (целесообразно, чтобы воды было более 0,2% по объему
при 20° С).
Растворимость воды определяется титрованием водой до помутнения
раствора при постоянной температуре.
Наличие воды и других загрязняющих топливо примесей можно
определить центрифугированием (содержание воды можно также определить
с помощью карбида).
Дизельные топлива при смешении иногда образуют осадок, создающий
много неудобств в процессе эксплуатации.
Вязкость и низкотемпературные свойства
Вязкость топлив, используемых в карбюраторных двигателях, не имеет
практического значения. Напротив, вязкость дизельных топлив является
важным показателем. При работе на недостаточно вязком дизельном топливе
увеличивается просачивание его через зазоры плунжерных пар, что ведет
к уменьшению подачи и повышению износа деталей топливной аппаратуры.
Поэтому к легким топливам для двигателей с непосредственным впрыском
добавляют присадки, улучшающие смазку плунжерных пар. Слишком
высокая вязкость дизельного топлива из-за ухудшения качества распыла и
недостаточной скорости протекания через фильтры тонкой очистки также
нежелательна. Наличие топливных фильтров тонкой очистки на дизелях
необходимо вследствие чрезвычайной чувствительности топливного насоса и форсу-
15S

нок к содержащимся в топливе механическим примесям. Поэтому вязкость,
дизельных топлив обычно не превышает 2 градуса Энглера при 20° С.
Особое значение имеет способность дизельного топлива сохранять теку-
честь при низкой температуре. Для автомобильных дизельных топлив
практическое значение имеют низкотемпературные свойства в пределах до — 25° С>.
для авиационных — еще ниже.
При охлаждении дизельного топлива может произойти
повышение вязкости, застывание всей массы топлива или выпадение твердой'
фазы (выпадение парафина в дизельных топливах, полученных из
нефтяного сырья и продуктов полукоксования бурых углей; выпадение антрацена,,
фенантрена и других соединений из дизельных топлив,
полученных из каменноугольной смолы). Все это резко
снижает текучесть и фильтруемость.
Температура застывания топлива или, точнее говоря,
температура, при которой нарушается нормальная
фильтрация, в зимнее время имеет для эксплуатации
дизелей решающее значение. Это связано с чрезвычайной
чувствительностью фильтров тонкой очистки к
повышению вязкости топлива и выпадению из него шламооб-
разных и твердых веществ. По Hagemann — Hammerich
время фильтрации 200 еж3 топлива при — 15° С должно
быть менее 60 сек.
В топливах для карбюраторных
двигателей при понижении температуры также
происходят изменения.
Бензины, в том числе и этилированные, вполне
устойчивы при низкой температуре. Все же может
наблюдаться выпадение незначительного количества
суспендированной или растворенной воды. Растворимость воды
в бензине составляет только 0,1 г на 1 кг бензина при
20° С. Растворимость воды в бензине с повышением
температуры растет незначительно.
Бензино-бензольные смеси практически вполне
устойчивы при низкой температуре г.
Спирты вполне устойчивы при низкой температуре,
поэтому в некоторых странах спирты в виде водных
растворов добавляют в систему охлаждения.
Бензино- и бензольно-спиртовые смеси имеют вполне
удовлетворительную стабильность при низкой температуре, если содержание воды в них мало.
Если же в смесь попала вода (а содержащие спирт смеси гигроскопичны
и растворяют в себе некоторое количество воды), может произойти
расслоение смеси на два слоя (спирто-водяной внизу, а углеводородный вверху),
что вызывает эксплуатационные трудности (например, при открытой стоянке
автомобиля зимой).
Для определения низкотемпературных свойств топлив применяют специальный прибор
(фиг. 50), в котором охлаждение производится за счет испарения эфира или путем
погружения топлива в спиртовую баню с «сухим льдом» (твердый углекислый газ). Пробу топлива
доводят до критического состояния попеременным охлаждением и нагреванием. Следует иметь
в виду, что во время испытаний при низкой температуре топливо может переохладиться и что
во многих случаях важное значение имеет скорость охлаждения.
Проба на присутствие тетраэтилсвинца и пентакарбонил-железа
Небольшое количество испытуемого топлива в прозрачном сосуде
выставляют на солнечный сзе"\ Если по истечении некоторого времени образуется-
белый хлопьевидный осадок, то это говорит о наличии в топливе тетраэтил-
Фиг. 50. Прибор-
для определения,
температуры
застывания с
охлаждением за счет
испарения этилового
эфира:
/ — сосуд с эфиром;
2—трехходовой кран;
3 — пробирка с
термометром; 4—трубка,
к водоструйному
засосу; 5 — резиновая,
пробка; 6 — сосуд.
1 При содержании бензола до 10—15% С дальнейшим повышением содержания бензола*
температура застывания смеси повышается. Прим. ред.
159

свинца. Если же после появления желтой окраски из топлива быстро выпадает
коричневый порошкообразный осадок, то это является признаком
содержания пентакарбонил-железа.
Имеется и другой метод. Несколько капель бензина наносят на
фильтровальную бумагу и просушивают на солнце или при свете кварцевой лампы.
Если бензин содержит тетраэтилсвинец, то при смачивании оставшегося
лятна сернистым аммонием оно приобретает серую или черную окраску.
Растворяющее действие топлива на лакокрасочные покрытия
и резину. Антикоррозионные свойства топлив
Для определения этих важных качеств топлив разработаны
специальные методы испытаний.
В настоящее время имеются настолько прочные лаковые покрытия,
что ими можно окрашивать внутренние поверхности топливных баков,
бидонов и канистр. Особенно сильным растворяющим действием обладают
спирто-бензольные смеси.
Проблема создания бензо-маслостойкой резины в настоящее время тоже
решена. Имеются ненабухающиев углеводородной среде материалы (тиокол,
пербунан и т. д.), из которых могут быть изготовлены шланги, заменяющие
медные бензопроводы, уплотняющие кольца для сальников коленчатых
валов и др.
Исследование антикоррозионных свойств топлив сводится к определению
активной серы (проба на медную пластинку), кислот и щелочей (см. выше).
Одновременно в результате этих исследований были выявлены наиболее
подверженные коррозии металлы и сплавы, применение которых недопустимо.
Сплавы легких металлов и цинка за счет незначительных изменений состава
часто могут быть сделаны устойчивыми против коррозии.
Проба на присутствие противоизносных присадок, нафталина и др.
В фарфоровую чашу с 50 см3 топлива погружают одним концом полосу
фильтровальной бумаги размером 300 X 40 мм и полностью испаряют
топливо при комнатной температуре в месте, защищенном от попадания прямых
солнечных лучей. Если в топливе имеется нафталин, то его кристаллы будут
видны на краях оставшегося от испарения пятна.
По окрашенным и особенно маслянистым веществам, которые
концентрируются в остатке от испарения, можно сделать вывод о присутствии в топливе
некоторых присадок (главным образом, смазочных веществ, улучшающих
условия трения компрессионных поршневых колец в верхней части цилиндра).
Обнаружение разжижения масла топливом
Определение количества топливных фракций, присутствующих в
отработанном масле, производится разгонкой 100 см3 испытуемого масла с водяным
паром и определением количества топливных фракций в конденсате *.
Анилиновая точка
Анилиновая точка широко используется как показатель содержания в
топливе ароматических углеводородов, которые являются весьма желательными
компонентами топлив для карбюраторных двигателей и нежелательны
в дизельных топливах.
Следует различать метод анилиновых точек (соотношение анилин:
топливо = 1:1) и метод критической температуры растворения. Для оценки
дизельных топлив больше подходит последний метод, так как температура
помутнения дизельных топлив больше зависит от соотношения смеси.
1 Даже незначительное разжижение масла топливом может быть установлено по
резкому снижению температуры вспышки. Прим. ред.
160

Анилиновую точку (при соотношении анилина и топлива 1:1) можно
определить следующим образом: 5 см3 топлива, смешанного с 5 см3 свеже-
перегнанного анилина, наливают в стеклянную пробирку с внутренним
диаметром 2 см. В пробирку вводят мешалку для перемешивания смеси и термометр
с ценой деления 0,1° С (пределы измерения 0—100° С). Прибор помещают
в водяную баню и нагревают до тех пор, пока раствор не станет прозрачным.
Затем смесь охлаждают при непрерывном перемешивании. Нагрев и
охлаждение повторяют до тех пор, пока анилиновая точка не будет установлена
с точностью до 0,1° С.
Теплота испарения
Под теплотой испарения понимается затрата тепла на испарение
жидкости, доведенной до температуры кипения. Топлива имеют
значительно различающуюся теплоту испарения (в ккал/кг):
Бензин ~ 80
Спирто-бензиновая смесь ~120
Бензино-бензольная смесь ^85
Бензол 94
Ацетон 125
Эганол 225
Метанол 262
Дизельное топливо ~ 75
Теплота испарения топлива оказывает значительное влияние на весовое
наполнение цилиндров двигателя свежей смесью. С этим связано
использование топлив, имеющих высокую теплоту испарения, в качестве топлив для
гоночных автомобилей. Теплоту испарения измеряют в калориметрах.
Теплоемкость топлив зависит от температуры: 0,4—0,5 ккал/кг °С при
0° С и 0,6—0,7 — при 300° С.
Определение содержания бензола или ароматических углеводородов
Бензол и ароматические углеводороды определяют по методу Dieterich \
по плотности; по растворимости ароматических углеводородов в диметил-
сульфате (ядовит!) в сопоставимых условиях; сульфированием.
Простым методом установления содержания бензола в топливах для
карбюраторных двигателей является испытание с помощью индикаторных
трубок Draeger (трубки «1—50» чувствительны к бензолу, трубки «0,1—8»
еще более чувствительны). Для проведения анализа 1 г топлива пипеткой
вводят в обычную бутыль емкостью 10 л и там испаряют. Пробка бутылки
должна иметь два отверстия, куда вставляют две стеклянные трубки: одну
короткую, а другую, достающую до дна. После полного испарения топлива
через длинную трубку отсасывают образовавшуюся в бутыли смесь воздуха
с парами топлива и пропускают ее через индикаторные трубки. Если топливо
содержит бензол, то изменяется цвет трубок. Розовый цвет трубок «1—50»
переходит в светло-коричневый, белый цвет трубок «0,1—8» переходит в
розовый.
Определение содержания серы
Определение содержания серы в топливах производится сжиганием
навески топлива в калориметрической бомбе с последующим анализом
продуктов сгорания или сжиганием в специальных устройствах.
Проба на присутствие сероуглерода
К топливу добавляют концентрированный спиртовый раствор КОН.
В присутствии заметных количеств сероуглерода из раствора выпадают
бесцветные иглообразные кристаллы калийной соли ксантогеновой кислоты.
1 Анализ с применением специального индикатора — драконина (смола, получаемая
из камеди драконового дерева). Прим. ред.
11 Бюссиен " ' 161

Проба на присутствие спирта
В чистый стеклянный сосуд наливают подлежащее испытанию топливо
и, перемешивая смесь встряхиванием, по капле добавляют воду. Если
первые капли растворяются, а при дальнейшем добавлении воды образуется
эмульсия молочного цвета, которая при отстаивании расслаивается на два слоя,
то это указывает на присутствие в топливе спирта. Довольно точно можно
определить количество спирта, измеряя уменьшение объема смеси топлива
с большим количеством воды.
Присутствие метанола и этанола может быть установлено химическими
методами (этанол — по реакции с йодоформом, метанол — по реакции с
морфием).
Концентрацию спирта обычно определяют измерением плотности
с помощью ареометра.
При определении количества спирта в % по весу:
Плотность
в г/см3 0,8118 0,8089 0,8061 0,8031 0,8001 0,7969 0,7938
Количество
спирта 94 95 96 97 98 99 100
При определении количества спирта в % по объему:
Плотность
в р/см* 0,8194 0,8157 0,8118 0,8077 0,8034 0,7988 0.7837
Количество
спирта 94 95 96 97 98 99 100
Коэффициент преломления
Как показатель качества топлива, коэффициент преломления имеет
значение только для лабораторных исследовательских целей *. Коэффициент
преломления определяют в аппаратах Abbe—Zeiss или Pulfrich. Типичные
значения коэффициентов преломления при 20° С приведены ниже:
Метанол 1,3290
Эфир 1,3521
Пентан 1,3581
Спирт 1,3617
Моторный бензол BV 1,4940
Бензол 1,5014
Сероуглерод 1,6277
Электрические свойства топлив
Содержащий воду спирт не может быть электрически заряжен из-за
довольно большой электропроводности воды. Безводный спирт вследствие
его относительно высокой электропроводности, так же как и насыщенный
влагой бензол или бензин, трудно электризуется. Углеводородные топлива,
не содержащие влаги, легко электризуются до высокого потенциала от
трения при быстром движении в трубах, шлангах и т. д. Поэтому автоцистерны,
перевозящие топливо, заземляются с помощью цепочки или специальных
электропроводных шин (Duniop). Особенно важно заземлять цистерны при
наливании и сливании нефтепродуктов.
В химических промывочных установках опасность электрических разрядов
от трения сухого бензина устраняется путем добавления к нему небольших
количеств присадок, повышающих электропроводность.
Селективная экстракция, адсорбция и десорбция
Ряд считавшихся ранее неразрешимыми проблем анализа углеводородов
стало возможным разрешить современными аналитическими методами,
основанными на селективной экстракции, адсорбции и десорбции.
1 Коэффициент преломления и поверхностное натяжение используют для расчетного*
определения октановых и цетановых чисел по плотности и фракционному составу топлив,
162

Поверхностное натяжение
Поверхностное натяжение имеет значение только как лабораторный
показатель свойств топлив *. Его рассчитывают по весу капли жидкости,
измеренному сталагмометром. Чем больше поверхностное натяжение, тем
больше вес капли жидкости.
Обнаружение окиси углерода
В гаражах, местах сосредоточения промышленных предприятий, в кузовах
легковых автомобилей (кроме лимузинов) и кабинах грузовых
автомобилей всегда имеется некоторое количество окиси углерода. Так как
концентрация окиси углерода выше 0,04% опасна, важно своевременно обнаружить
ее присутствие в воздухе. Даже в открытых автомобилях (кабриолетах)
в результате завихрения воздуха возникает значительная концентрация
окиси углерода 2.
Фиг. 51. Насос прибора Draeger с индикаторными трубками (для
определения окиси углерода, бензола и т. д.).
Одним из наиболее удобных и надежных приборов для контроля
концентрации окиси углерода в воздухе является газоанализатор Draeger
(фиг. 51), в котором анализируемый воздух с помощью ручного насоса
пропускается через индикаторные трубки «0,01—0,5», чувствительные к окиси
углерода. О присутствии окиси углерода сигнализирует изменение цвета
реагирующего покрытия индикаторных трубок с белого на зеленый или даже
зеленовато-коричневый. Концентрацию окиси углерода определяют по числу
ходов насоса до изменения окраски трубки (т. е. по объему пропущенного
воздуха).
Обнаружение паров топлива в воздухе
Проще всего присутствие паров топлива в воздухе обнаруживается
с помощью шахтерской лампы (лампа Davy), пламя которой в присутствии
заметного количества газообразных или парообразных углеводородов
приобретает характерный ореол.
Присутствие в воздухе паров углеводородных топлив можно легко
и удобно обнаруживать прибором Draegerc индикаторнымитрубками «5—100»,
чувствительными к углеводородам. При анализе этим прибором по числу
ходов насоса до момента изменения цвета с желтого на желто-коричнево-
красноватый или сине-черный можно дать количественную оценку
концентрации паров, а по характеру изменения цвета — ориентировочное
представление даже о характере анализируемых углеводородных паров.
Свечи для измерения температуры
Температура является мерой степени нагретости тел, т. е. показывает
потенциал тепловой энергии. Детали двигателя нагреваются как за счет
соприкосновения с раскаленными продуктами сгорания, так и за счет выде-
1 Это нельзя признать правильным, поскольку поверхностное натяжение оказывает
значительное влияние на распыливание топлива в карбюраторах и форсунками. Прим. ред.
2 «Лимузинная болезнь» при езде на задних сиденьях, головные боли у шоферов в зим.
нее время — это в большинстве случаев не что иное, как скрытое отравление окиськ>
углерода.
11* 163

ления тепла при трении. Температуру газов, ребер цилиндров двигателей
воздушного охлаждения, выпускных патрубков и других деталей измерять
термометром не только неудобно, но иногда и невозможно. В этих случаях
значительно надежнее измерять температуру с помощью термопар. Удобно
применять чувствительные к изменению температуры краски.
Фирма Bosch изготовляет специальные свечи для карбюраторных
двигателей и пробки для дизелей с вмонтированными в них термопарами. Этими
приборами можно измерять температуру в цилиндрах.
Барометрическое давление и мощность двигателя
При низком атмосферном давлении (например, в горных местностях)
заметно снижается наполнение двигателя, а следовательно, и его мощность.
Для примера можно указать, что при подъеме на высоту 2000 м теряется около
18% мощности. Точка кипения воды на такой высоте снижается до 93°.
Цвета каления
Температура
в °С
Красный, различимый в темноте ^500
Коричнево-красный -^600
Темно-красный ^-700
Темно-вишнево-красный ~750—800
Вишнево-красный ^800
Светло-вишнево-красный (начало калильного зажигания при
перегреве свечей) ~850
Светло-красный ~900
Желто-красный -^ 1000
Темно-желтый —1100
Светло-желтый —1200
Белый Выше 1250
Пересчет процентов по объему в проценты по весу
Расчетные формулы:
% по весу А
п/ л я плотность А
% по объему А =
% по весу В % по весу А '
плотность В плотность А
% по объему С X плотность С
/о по весу — % по объему D Xплотность D-\- % по объему С Xплотность С*
Примеры расчета.
1. Надо составить бензино-бензольную смесь, состоящую из бензина плотностью 0,750
(60% по весу) и бензола плотностью 0,875 (40% по весу). Сколько бензола в прЪцентах по
объему будет содержать смесь?
_40_
% по объему бензола =^^ = ^^3 = 36,4%.
750 + 875
2, Сколько бензола в процентах по весу будет содержать смесь указанных компонентов,
приготовленная в пропорции 50 : 50 (в % по объему)?
50 -0'875 4375 кал»,
% по весу бензола = -gg^b + 5Q.Q^875 - 3750 + 4375 = 5М%*
Расчет смешения
Часто встречающийся в практике довольно сложный расчет смешения,
применяемый при составлении смесей двух или нескольких компонентов
с определенным содержанием одного из них, определенной плотностью или
октановым числом, может быть значительно упрощен. Приведенные ниже
правила и примеры расчета справедливы для смесей из двух компонентов;
164

в случае трех- и многокомпонентных смесей расчет ведут последовательно
по этой же схеме. Рекомендуемая система расчета пригодна при задании
количества смешиваемых компонентов по объему, в процентах по объему, по весу
и в процентах по весу, но, конечно, в каждом расчете количества всех
компонентов должны быть заданы в одинаковых размерностях.
А. Первый компонент ....
В. Смесь
С. Второй компонент ....
Количество смеси
Содержание
сх
Количество
А = Ъ С
С-а Ъ
В = а — с
%
100
Целесообразно за компонент А принимать вещество с большим
значением плотности, октанового числа и т. д. В противном случае получают
отрицательные числа, которые математически совершенно справедливы,
но могут ввести в заблуждение (см. ниже пример 2).
Примеры расчета.
1. Из двух бензино-бензольных смесей, содержащих 80 и 10% бензола (по объему или
по весу), необходимо составить смесь, содержащую 40% бензола:
80%-ная смесь 80. .30 частей = 42,9%
^40С
10%-ная смесь 10л х40 частей = 57,1%
Количество смеси 70 частей = 100%
2. Из бензина (ОЧ= 65) и бензола (ОЧ = 105) необходимо приготовить смесь с
октановым числом по исследовательскому методу, равным 80 (расчет приближенный, так как '
октановое число не может точно рассчитываться по пропорции компонентов):
Бензин 65Ч -,25 частей = 62,5%
Бензол 105 л * 15 частей = 37,5%
Количество смеси 40 частей = 100%
Кроме этого метода, имеются другие подобные схемы расчета смешения, например:
Содержание
в %
А — исходный компонент а
В — смесь b
С — добавляемый компонент с
Если а > Ь > с, то
В
Ъ — с ~~ а — с^~ а — Ъ '
Из этих условий имеем следующие уравнения:
Аа + Сс = ВЬ\
165

Примеры расчета.
1. Задано:
А = 300 г
с= ?
Тогда
Следовательно,
а= 100%;
6= 60%;
с = 0%.
300
"60"
A_^L5
100 40
Б = 500 г; С = 200 г.
2. Смешать 15 ж3 бензина плотностью 0,720 с бензолом, плотность которого 0,860, чтобы
получить смесь плотностью 0,800.
Можно записать:
А = ? ; а= 860;
В = ? ; 6 = 800;
С= 15; 6^= 720.
Тогда
_Л___Б__ 15 _ 1
80 ~~ 140 ~" 60 ~ 4 '
Следовательно,
А = 20; Б = 35.
Таким образом, 15 л*8 бензина дают при смешении с 20 м3 бензола 35 м3 смеси требуемой
плотности.
Технические условия на топлива
Сжиженные газы
Качественные нормы для сжиженных газов. Под сжиженными газами подразумевают
горючий газ, который применяется для карбюраторных двигателей и при нормальной
температуре под давлением до 25 ати остается жидким.
Происхождение. Сжиженный газ может быть получен различными способами, например,
из природного газа, крекинг-газов, а также гидрогенизацией или синтезом.
Состав в % по весу:
С 1,4 до 31,8:
инертные газы не *более 3
углеводороды С4 „ „75
высококипящие углеводороды „ „ 1
углеводороды Сх — С3 остальное
С 1,9 до 31,8:
инертные газы не более 3
углеводороды С4 „ , 70
высококипящие углеводороды „ „ 1
углеводороды Q — С3 остальное
Теплотворность (низшая) в ккал/кг не менее 10 600
Давление насыщенных паров в кг/см2 при 40° С не более 16,7
Степень чистоты (содержание примесей в мг/кг):
сернистые соединения не более 0,1
сероводород „ „ 0,1
общее содержание серы „ „ 400
активная сера „ „ 1,5
аммиак отсутствие
смола „
масло не более 50
вода % отсутствие
заметного
количества при
температуре
выше — 30° С
запах умеренный
166

Физические свойства сжиженных газов
Параметры
Пропан
Бутан
Температура кипения в °С
Теплота испарения в ккал/кг
Критическая температура в °С
Критическое давление в am
Плотность жидкости в кг/л
Удельный объем в л/кг
Плотность газа в кг/м3
Давление паров в ати при:
—20° С
— 10° С
0°С
+ю°с
+20° С
+30° С • • . ,
+40° С
Предел воспламеняемости в % газа в воздухе:
нижний
верхний
Теоретически необходимое количество воздуха в нм3/нм3
Теплотворность низшая:
в ккал/кг
в ккал/нм3 , ,
Теплотворность газо-воздушной смеси в ккал/нм3 . . .
—44,5
102
96,5
45,5
0,509
1,97
1,97
1,67
5,9
4.1
5,9
8Д
10,5
18,1
2,4
9,5
23,8
11000
22 350
901
0,6
92
133,7
34,7
0,585
1,71
2,59
—
—
0,5
1,5
2,4
4,85
1,9
8,5
30,9
10 920
29 500
900
Коммунальный газ
1. Коммунальный газ должен быть смесью газов с высшей теплотворностью Но — 4000 —
4300 ккал/нм3.
2. Теплотворность должна быть достигнута за счет добавления высококалорийных газов.
3. Плотность не выше 0,5 (плотность воздуха принята за 1).
4. Инертных газов (СОо и N2) должно быть менее 12% по объему (ошибка определения
0,2%).
5. Содержание кислорода менее 0,5% по объему (желательно менее 0,2%).
6. Отсутствие сероводорода, аммиака и смол. Газ, передаваемый на дальнее расстояние
по газопроводам, в исключительных случаях может содержать сероводорода до 2 г/100 нм3
(содержание связанной серы в газе должно быть в пределах 15—20 г/100 нм3; газ,
получаемый при переработке английских и саксонских углей, может содержать до 20—35 г/100 нм3);
аммиака менее 0,5 г/100 нм3; нафталина менее р : 5 г/100 нм3, где р — избыточное начальное
давление газа в ати.
7. Длительная стабильность теплотворности, плотности и давления:
Допустимое отклонение;
Теплотворность Но в ккал/кг
Плотность s
абсолютного
Значения
±25
±0,012
результата
измерения
±75
±0,015
Если оценка производится по «числу Wobbe» К> то допустимое отклонение этого
показателя составляет
£=
У s
Czako и Schaak предлагают для определения качества газа измерять «число Ott». Для этой
цели ими разработана улучшенная конструкция прибора.,
Показатель Czako рассчитывается по «числу Wobbe» и «числу Ott»:
показатель Czako =
„число Wobbe"
„число Otttt
167

Требуемые показатели для бензола
Фракционный состав:
начало перегонки Выше 80° С
до 100° С выкипает Более 65%
. 145° С . -
„ 165° С , Более 95%
Остаток в мг/\00 см3 Менее 10
Смола в мг/\00 см3 Более 10
Сероводород и активная сера Следы
Температура помутнения (выделение воды) Ниже +15° С
Требуемые показатели для моторного спирта
Концентрация в % по весу Более 99,8
Зольность в мг/кг Менее 5
Содержание хлора в мг/л „ 1
Содержание меди Отсутствует
Кислотность в мг уксусной кислоты на 1 л Менее 15
Содержание масел в % по весу „ 0,009
Содержание альдегидов в % по весу , 0,1
Технические условия на топливо для карбюраторных двигателей
Чистота Топливо должно быть прозрачно, не содержать
нерастворенной воды и механических примесей;
выдерживать пробу на медную пластинку
Плотность при 15° С в г/см3 Не ниже 0,710
Детонационная стойкость (ОЧ по новому
исследовательскому методу) Не ниже 72
Фракционный состав Летний Зимний
до 75° С выкипает Менее 25% Более 10%
, 100° С „ Более 30% 9 30%
„ 200° С , , 95% „ 95%
Упругость паров по Рейду в кг/см2 .... 0,30—0,65 0,40—0,80
Остаток при перегонке (220° С) в жг/100 см3 Менее 10
Содержание серы в % „ 0,1
Содержание ТЭС в % по объему „ 0,05
Технические условия на дизельное топливо
Плотность при 15° С в г/см* 0,820—0,860
Теплотворность в ккал/кг Около 10 000
Температура вспышки в °С Более 55
Пределы выкипания в °С 180—380
До 250° выкипает в % по объему .... Не более 65
, 360° „ % „ .... Не менее 90
Воспламеняемость (ЦЧ) Выше 40
Коксуемость по Конрадсону в % повесу . . Не выше 0,1
Чистота (содержание примесей в % по
весу):
зола Не выше 0,02
сера „ „ 1,0
Вязкость при 20°С в градусах Энглера 1,1—1,85
Проба на цинковую пластинку Потеря веса
не более 4 мг
Низкотемпературные свойства (в °С):
начало выпадения парафина Не выше —10
застывание „ ,. —15
фильтруемость (по DIN) До —12
168

Технические условия на топлива
Параметры
Испаояемость
Фракционный состав . . .
10% топлива выкипает при
температуре в °С
50% топлива выкипает при
температуре в °С . . . .
Остаток в % по объему . .
Упругость паров по Reid
в кг/см2 не более ....
Октановое число по
моторному методу:
регулярное топливо . .
премиальное топливо .
Проба на медную плас-
Содержание в л*г/100 см3:
серы
для карбюраторных
двигателей у принятые е США
Топлива
А
Нормальная

Зимний
Ниже
60


ходный
65

Летний
70
Ниже 140
Менее 2
0,950
0,810
0,667
70
77
Выдерживает
(допускается
появление цветного
налета)
Менее 5
0,25
в
Повышенная

Зимний
Ниже
60


ходный
65

Летний
70
Ниже 125
Менее 2
0,950
0,810
0,667
70
77
Менее 5
—
С
Пониженная

Зимний


ходный

Летний
Ниже 75
Ниже 140
Менее 2
0,950
0,810
0,667'
50
—
Менее 5
—
Требуемые показатели дизельных топлив из каменноугольной смолы
Удельный вес при 20° С в г/см3 1,02—1,08
Выкипает (в медной колбе) до 300° С в % 50—65
Температура вспышки в открытом тигле в °С Выше 65
Осадок после 24 час. при 0° С Отсутствует
Содержание хлора в % Менее 0,01
Содержание серы в% „ 1
Коксуемость по Конрадсону в % „ 2
Содержание воды в % „ 0,5
Зольность в % , 0,02
Теплотворность низшая в ккал/кг Около 9000
Измерение температуры с помощью «термохрома» и «термоколора»
Фирма Faber — Castell выпускает специальные цветные грифели
«термохром», с помощью которых в соответствии с табл. 18 можно определять
Таблица 18
Изменение цвета грифелей „термохром" при нагреве
Температура в °С
670
600
500
450
410
350
320
300
280
200
150
120
100
75
65
Исходный
Темно-зеленый
Синий
Кирпичный
Розовый
Белый
Темно-коричневый
Сине-зеленый
Светло-зеленый
Темно-зеленый
Светло-зеленый
Ярко-зеленый
Светло-фиолетовый
Розово-желтый
Салатный
Фиолетовый
Цвет грифеля
После нагрева
Белый
»
Черный
w
Желтый
Красный
Белый
Коричневый
Черный
it
Темно-фиолетовый
Зеленый
Синий
Зеленый
Светло-зеленый

Таблица 19
Изменение цвета красок „термоколор"
Температура в °С
Цвет
Исходный
После нагрева
С одним изменением цвета
40
60
80
95
ПО
140
165
175
220
290
34@
440
560
65
145
145
220
190
330
55
85
65
145
220
65
145
220
340
Розовый
Светло-зеленый
Розовый
и
Желтый
Пурпуровый
Сине-зеленый
Белый
Зеленый
Желтый
Белый
Зеленый
Красный
С двумя изменениями цвета
Светло-розовый
Светло-синий
Серо-зеленый i
Желтки
Сине-зеленый
Желто-коричневый
Розовый
Лиловый
С тремя изменениями цвета
Серо-зеленый
Светло-синий
Оливково-зеленый
С четырьмя изменениями цвета
Светло-зеленый
Светло-синий
Желтый
Черный
Синий
Лиловый
Фиолетовый
Синий
Черный
Коричневый
Коричнево-красный
Коричневый
Белый
Желтый
Светло-синий
Светло-коричневый
Желтый
Черно-коричневый
Желто-коричневый
Черный
Лиловый
Синий
Светло-синий
Оливково-зеленый
Черно-коричневый
Светло-синий
Желтый
Черный
Черно-ко ричневый
заданную температуру по изменению цвета (например, переход цвета из темно-
коричневого в красный соответствует температуре 350° С). Важно иметь
в виду, что краски следует наносить на нагретые предметы, так как при
окраске холодного предмета и постепенном нагреве цвет может измениться
при температуре ниже обозначенной на грифеле. Измененный цвет
сохраняется после охлаждения.
Разводимые на спирте краски «термоколор» наносят на поверхности
с помощью кисточки или пульверизатора. Изменения цвета красок
«термоколор», как правило, необратимы, т. е. измененный цвет сохраняется
независимо от дальнейшего повышения или понижения температуры. Некоторые
краски «термоколор» чувствительны к сырости. Чтобы дать представление
о расходе этих красок, следует сказать, что 1 кг краски достаточно для
покрытия 9—14 м2 поверхности.
Исходные цвета у «термохрома» и «термоколора» не совпадают. Как видно
из табл. 19, имеются краски «термоколор», дающие два, три и даже четыре
изменения цвета при различной температуре.
170

Измерение температуры с помощью чувствительных к нагреву красок
очень удобно и достаточно точно. Поэтому этот метод получает все большее
распространение, например, при исследованиях температурных полей
деталей двигателей воздушного охлаждения.
ПРАВИЛА ОБРАЩЕНИЯ С ТОПЛИВАМИ
Хранение топлив
В топливах сосредоточено большое количество энергии, поэтому они
при пожаре иди взрыве могут стать причиной тяжелых несчастных случаев.
Для уменьшения вероятности несчастных случаев следует разъяснять
потребителям причины возникновения опасностей, связанных с применением
топлив. Фактическое число серьезных несчастных случаев, связанных с
применением топлив, так мало, что следует ставить вопрос не об ужесточении,
а о смягчении противопожарных норм (защитные сетки в топливных баках
автомобилей, затворы при перекачивании, заполнение газового пространства
инертными газами и т. д.).
Заполненные топливом емкости в сравнении с так называемыми «пустыми»
безопаснее, так как «пустые» емкости могут оказаться заполненными легко
взрывающейся топливно-воздушной смесью, которая при воспламенении
разрывает резервуар. Поэтому все заполнявшиеся топливом емкости можно
ремонтировать с применением сварки или пайки только после заполнения
емкости водой (при открытой заправочной горловине) или при предохранении
твердой углекислотой и другими подобными средствами. Это относится
и к топливным бакам автомобилей. Заполненная топливом емкость становится
опасной только в том случае, когда она герметично закрыта. Вследствие
внешнего нагрева топливо в такой емкости испаряется, и в результате повышения
давления происходит повреждение сосуда. Если при загорании топлива
в емкости пламя выходит наружу через наполнительное отверстие, то надо
прекратить доступ воздуха в емкость, закрыв чем-либо наполнительное
отверстие.
Обычно приходится хранить большое количество топлива более или менее
длительное время, хотя это экономически невыгодно. Эти резервные фонды
рекомендуется ежегодно обновлять. При сбыте топливного сырья и готовых
топлив, конечно, тоже нельзя избежать более или менее длительного хранения
их в большом количестве. В настоящее время наземные резервуары для
уменьшения их нагрева солнечными лучами часто окрашивают
алюминиевой краской. Сообщение резервуаров с атмосферой регулируется
механическими или гидравлическими клапанами, а улетучивающиеся при этом
пары топлива часто улавливаются, например, адсорбционными или
абсорбционными устройствами. Для обеспечения пожарной безопасности
стационарные резервуары должны иметь защитные устройства (в настоящее время
применяют эмульсии и другие средства).
В разных странах все время изыскиваются пути к удешевлению
длительного хранения большого количества топлив и снижению потерь, связанных
с хранениехМ. Во Франции для этого был разработан способ, основанный
на том, что даже сухой бетон (не говоря уже о сыром, который совершенно
герметичен) непроницаем для углеводородных топлив. Таким образом,
бетонные резервуары вполне герметичны. Облицовку таких резервуаров
делают из алюминиевой фольги.
Представляет интерес способ хранения нефтепродуктов, применяемый
в северных странах, который состоит в использовании подземных пустот
(выработанные шахты, сталактитовые пещеры и т. д.). После
соответствующей герметизации такой «емкости» в нее накачивают бензин. Бензин в
подземных пустотах плавает на водяной «подушке». Для отпуска бензина из таких
хранилищ повышают уровень воды. При хранении топлив в подземных
хранилищах потери от испарения практически исключаются; загрязнение
171

топлива продуктами коррозии, получающееся при хранении топлива
в железных емкостях, не происходит.
Оригинален способ хранения бензина под плавающим колоколом. Бензин
накачивают под колокол, который помещается в море или каком-либо водоеме
под поверхностью воды. При заполнении колокола бензином вода вытесняется
из него. В таких резервуарах над поверхностью топлива нет
воздушно-парового пространства, а истечение бензина происходит под умеренным
давлением.
Смешение топлив и измерение количества топлива в резервуаре
Смешение топлив — ответственная операция. Тщательно смешанные
топлива не могут вновь разделиться, но следует иметь в виду, что смешение
происходит не так легко и быстро.
При всяком смешении (например, смешение топлив, масел, топливно-
масляных составов для двухтактных двигателей или смешение топлива
с воздухом в карбюраторе и т. п.) большое значение имеет порядок
составления смеси. Необходимо запомнить правило смешения, которое гласит,
что при смешении двух компонентов не следует сливать вместе все количества
вещества, подлежащие смешению, а затем пытаться образовать однородную
смесь путем помешивания или циркуляционной перекачки. Значительно
быстрее и качественнее можно произвести смешение методом приготовления
первичных смесей, состоящим в том, что сначала все количество
добавляемого компонента смешивают с некоторым количеством основного
компонента, а уже после этого заранее подготовленную смесь добавляют к
оставшемуся количеству основного компонента.
Опытный водитель, работающий на автомобилях с двухтактными
двигателями, именно так готовит 4%-ные масляные смеси, особенно зимой, когда
масло сильно густеет, а маловязкое или «самосмешивающееся» масло
он почему-либо не применяет.
Подобный метод предварительного смешения применяется в
карбюраторах современных конструкций, где торможение воздух см а колодце
компенсационного жиклера используется не только для правильного дозирования,
но и для существенного улучшения качества приготовляемой карбюратором
смеси г.
Следует сказать еще об особеньсстях свойств топлив, которые
недостаточно известны.
Прежде ucero даже само определение плотности топлив при большом
товарообороте ьедостаточно точно, так как по закону Архимеда каждый
кубический сантиметр вещества в воздухе испытывает действие подъемной силы,
равной 1,2 мг, вследствие чего плотность, определенная без учета этой силы,
увеличивается. Для плотности 710 г/см3 поправка равна 4/10 000, для
плотностей от 710 до 790 г/см3 равна 3/10 000 и для плотностей выше 780 г/см3
равна 2/10 000.
Кроме того, необходимо внести поправки к плотности, обусловленные
неодинаковой температурой измерения. Температурные поправки на 1° С
составляют: для бензина 84/100 010, для бензола 103/100 000, для метанола
и этанола 94/100 000 и 86/100 000.
Кроме того, при приготовлении смесей могут наблюдаться другие
неожиданности. Например, при смешении бензина с бензолом не только выпадает
вода (если оба компонента были перед смешением насыщены ею), но и
увеличивается объем по сравнению с суммарным объемом компонентов перед
смешением.
1 Из распылителя в диффузор в этом случае поступает не топливо, а так называемая
сэмульсия», представляющая собой предварительную смесь топлива с воздухом. В
диффузоре эта эмульсия перемешивается еще раз с воздухом. Таким образом достигается лучшее
смесеобразование. Прим. ред.
172

Для измерения большого количества топлив имеется много различных
приборов (Siemens, Boppu, Reuther), измеряющих расход жидкости, и
обычная мерная штанга для определения уровня в.резервуарах.
Расходомеры часового типа неудобны тем, что для них требуется очень
тонкая предварительная фильтрация топлива и особые, условия монтажа.
Противопожарные меры
При воспламенении или взрыве топлива может произойти несчастный
случай. Поэтому знание противопожарных мер очень важно. Надо запомнить,
что сжатые газы, просачиваясь через неплотности, стремятся вверх, а
сжиженный газ и пары всех жидких топлив стелятся по земле и могут вызывать
загорание на значительном расстоянии.
В случае взрыва для уменьшения его последствий ничего нельзя сделать,
так как это мгновенный процесс. Для предотвращения взрывов необходимо
вентилировать или интенсивно проветривать взрывоопасные места.
Для тушения горящих жидких топлив необходимо прежде всего
ограничить поступление свежего воздуха к месту горения. Для этого применяют
пены, «мокрую» распыленную воду, т. е. воду, содержащую присадку для
увеличения смачивающей способности; кроме того, для тушения используют
углекислый газ, хлороуглеродные соединения, бромоуглеводородные
соединения и тому подобные вещества, оттесняющие воздух от очага горения.
При больших пожарах в резервуарах все эти меры тушения приобретают
второстепенное значение. В этом случае нужно возможно больше и быстрее
откачать топливо из резервуара.
В случае использования хлороуглеродных соединений, особенно четырех-
хлористого углерода, надо быть очень осторожным, так как при этом могут
образоваться отравляющие вещества (фосген). По этой причине такие средства
тушения не должны применяться в закрытых помещениях.
В качестве эффективного средства тушения часто рекомендуют раствор
аммиака (нашатырный спирт), но он, как известно, обладает раздражающим
действием на глаза, чем затрудняет работу.
Транспортировка топлива
Нефть и нефтепродукты транспортируют по трубопроводам, в
автоцистернах, железнодорожных цистернах и наливных судах.
Оценить способ транспортировки нефти и нефтепродуктов (партиями того
или иного размера или непрерывной подачей по трубам) в общем виде
затруднительно. Перевозка водным транспортом, несмотря на ее большую
продолжительность, обходится дешевле.
Автоцистерны, емкость которых в настоящее время достигает 18 ж3,
перевозят не только жидкие топлива, но и сжатый газ (метан под давлением
350 am).
Вопрос борьбы с разного рода потерями от течи или испарения при
транспортировке, смешении и хранении нефтепродуктов заслуживает
серьезного внимания. Потери, как показали специальные опыты, настолько велики,
что окупаются затраты на мероприятия по их снижению.
Транспортировка топлив по трубопроводам имеет преимущество перед
всеми видами перевозок, так как перекачка может осуществляться
непрерывно.
По трубопроводам передают на дальние расстояния неочищенные
природные горючие газы и газы, прошедшие очистку. Имеются, например,
газопроводы, которые распределяют непереработанный природный газ под
высоким давлением, и трубопроводы, раздающие чистый метан под давлением
350 am на различные заправочные станции и хранилища,
173

В некоторых странах нефть в больших количествах перекачивается
по нефтепроводам с промыслов в порты.
Наконец, имеются трубопроводы, по которым перекачивают готовые
нефтепродукты.
Фиг. 52. Зоны пожарной опасности
при заправке бензином:
/ — воспламеняющаяся бензино-воздуш-
ная смесь; 2 — невоспламеняющаяся
переобедненная бензино-воздушная смесь;
3 — невоспламеняющаяся
переобогащенная бензино-воздушная смесь.
Заправочные станции
О целесообразном размещении и устройстве заправочных станций высказывалось много
различных соображений.
Однако остается еще ряд неразрешенных вопросов. К их числу относится проблема
обслуживания на одной колонке мелких потребителей, приобретающих 1 л бензина и смазочное
масло для смешения (из расчета 4%), и дизельных автопоездов с большой емкостью топливных
баков. Возможно, что решение состоит в определенной дифференциации обслуживаемых
машин.
' Заправка мотоциклов, которая осложнялась
необходимостью смешения масла с бензином, в
настоящее время значительно упрощается в связи
с применением «самосмешивающихся»
антикоррозионных масел для двухтактных карбюраторных
двигателей. Несмотря на это, представляется
целесообразным отделить места их обслуживания
от мест обслуживания автомобилей.
Многие колонки для заправки легковых
автомобилей автоматически отмеряют необходимые
количества бензина и не нуждаются в присутствии
человека, производящего расчеты с покупателями.
При заправке автомобиля бензином или при
сливе бензина из автоцистерны в подземную емкость
из заполняемого объема вытесняется
бензино-воздушная смесь, которая может лишь
воспламеняться; но по мере того, как она будет
разбавляться воздухом, смесь может стать
взрывоопасной (фиг. 52). Для предотвращения взрыва от электрических разрядов при наливе
и сливе топлива автоцистерны заземляют. Кроме того, изготовляют специальные
электропроводные пневматические шины.
Заправочные станции, отпускающие дизельное топливо, производят расчеты в литрах.
Станции, отпускающие сжиженный газ, продают топливо по весу. Баллон на автомобиле
они не заполняют. Обычно порожний баллон снимают и заменяют наполненным. Заправочные
станции, отпускающие сжатый газ (метан), рассчитываются с потребителями по давлению газа
до заправки и после нее.
За последнее время при заправочных станциях стали устанавливать стенды для мойки
и смазки автомобилей. Необходимо учесть, что клиент, ожидая, пока его автомобиль пройдет
обслуживание, захочет чем-либо заняться.
Сейчас стенды для уборки, мойки и смазки автомобилей настолько усовершенствованы,
что все эти операции проводятся без подъема автомобиля на одном комплексном рабочем
месте.
Для окраски автомобилей применяют разбрызгивающие пистолеты, дающие мало тумана.
Смазка и заправка маслом производятся непосредственно из центральной емкости.
Мойка автомобилей облегчается применением новых моющих средств, обладающих
высокой смачивающей и эмульгирующей способностью х. Большое внимание на стендах
уделяется вопросам безопасности производства, обеспечивается хорошее освещение, пол делается
рифленым и т. д.
Однако для облегчения обслуживания автомобилей многое могут и должны сделать
конструкторы, проектирующие автомобили. Даже при мойке автомобилей можно видеть резкую
разницу между кузовами. Одни из них задерживают на себе килограммы грязи, другие более
удачные кузсвы отличаются малой загрязненностью. При осмотре автомобилей
снизу можно видеть, что мало загрязняющиеся кузовы обычно имеют гладкие ровные
поверхности пола и оперения.
При мойке часто обнаруживается, что электрооборудование автомобилей недостаточно
защищено от разбрызгиваемой воды, аккумуляторные батареи нередко располагаются в трудно
доступных местах, чем затрудняется их пополнение дистиллированной водой, зачистка клемм
и их смазка. Можно улучшить эксплуатационные качества автомобилей в отношении удобства
их обслуживания, если более удачно расположить масломерные щупы, заправочные
горловины, спускные пробки, маслоприемные сетки, масляные фильтры, ниппели масленок.
1 Эти моющие средства (rei, priel и т. п.) не оставляют после высыхания следов
на краске.
174

Топливные баки автомобилей
По вопросу рационального конструирования топливных баков
автомобилей можно сделать несколько общих замечаний. Внутреннюю поверхность
бака лучше покрывать бензостойким лаком, чем цинком или свинцом;,
желательно, чтобы бак имел простейшие формы. Заливную горловину надо
располагать ближе к продольной оси автомобиля (этим предотвращаются
потери от выплескивания при наклонах и поворотах); пробку бака
целесообразно помещать в запирающемся багажнике. Определенные
преимущества дает разделение дна бака поперечным ребром для создания удобно
расположенного запаса топлива, который может быть использован простым
переключением трехходового крана. Уплотнения топливной арматуры должны
быть надежны. Сетки топливных фильтров следует изготовлять
исключительно из латуни, так как в противном случае наличие некоторого количества
активной серы в какой-либо партии топлива (что не исключено) привела
бы к коррозионному разрушению сетки.
Большое внимание следует уделять устройству отстойников в
топливных баках. В фильтрах необходимо предусматривать возможность
дополнительной очистки топлива от воды и примесей за счет отстоя.
Устройство пробки топливного бака, сообщающей его с атмосферой,,
должно быть предметом особого внимания конструктора. Отверстие для
уравновешивания давления не должно засоряться.
Приспособлений, предотвращающих перетекание и плескание топлива,
в топливных баках не делают, хотя они были бы весьма полезны. При работе
на легких топливах большое значение имеет расположение бака по отношению
к нагретым частям двигателя.
Топливные баки изготовляют не только из металла, но и из других
материалов, например из полотна, прорезиненного бензостойкой резиной. Для
военных автомобилей баки делают со специальными пластическими пленками,,
уплотняющими пробоины в баках.
Многие водители возят с собой запасную канистру с бензином.
Содержимое ее необходимо периодически обновлять (не реже чем 1 раз в полгода).
На дизельных грузовых автомобилях большой грузоподъемности часто
устанавливают большие запасные баки и сложную систему трубопроводов
для включения различных баков. При этом очень важно не допустить
попадания воздуха в топливные трубки и таким образом устранить необходимость
частого выпуска воздуха из топливной системы дизеля, что является довольно-
продолжительной операцией.
Подкачивающий насос
При заднем расположении топливного бака подача топлива к карбюратору
или топливному насосу должна осуществляться под давлением,
создаваемым подкачивающим насосом.
Наибольшее распространение получили подкачивающие насосы
мембранного типа. Правда, подбор материала для изготовления мембран был связан
с известными трудностями. В настоящее время эти трудности успешно
преодолены (несмотря на это, иметь запасную мембрану не лишне).
Кроме подкачивающих насосов с механическим приводом (чаще всего*,
от распределительного вала двигателя), иногда встречаются насосы с
электрическим приводом. Электрический привод обладает тем преимуществом, что.
выбор места расположения подкачивающего насоса не ограничен.
При размещении всасывающих топливопроводов подкачивающих
насосов необходимо иметь в виду возможность образования в трубах воздушных:
мешков и принимать меры к предотвращению их возникновения.
175

Топливные насосы и форсунки дизелей
Топливные насосы высокого давления и форсунки являются
механизмами наивысшей точности. Поэтому необходимо еще раз указать на
чрезвычайную чувствительность топливной аппаратуры к механическим примесям.
Для защиты топливной аппаратуры от находящихся в топливе примесей
применяют фильтры тонкой очистки. Своевременность технического
обслуживания топливных фильтров или замены фильтрующих элементов имеет
решающее значение для эксплуатационной надежности и срока службы дизеля.
При недостаточных низкотемпературных качествах топлива обычно
прежде всего происходит забивка фильтра тонкой очистки выпадающим
из топлива парафином, прекращающая подачу топлива к насосу. В таких
случаях прибегают либо к обогреву фильтра тонкой очистки, либо к заливке
в фильтр керосина.
Фильтры
Бензовозы сливают в емкости заправочных станций совершенно чистое
топливо, свободное от воды и грязи. Для обеспечения чистоты принимаемого
топлива на заправочных станциях часто устанавливают входные
многоступенчатые сетчатые фильтры.
Фильтрация топлива на самих автомобилях и их пожарная безопасность
являются вопросами, которые еще требуют дальнейшей разработки.
Особое значение вопросы фильтрации топлива приобретают, когда речь идет
о дизелях, топливная аппаратура которых чрезвычайно чувствительна даже
к мельчайшим частицам примесей.
НЕКОТОРЫЕ МЕРЫ ОБЪЕМА, ПРИНЯТЫЕ В АНГЛИИ И США
США ' Англия
1 баррель = 158,76 л 1 кварт = 8 бушелей = 290,79 л
1 ('ушель = 4 пекам = 35,24 л 1 бушель = 4 пекам — 36,37 л
1 галлон = 4 квартам = 3,785 л 1 галлон = 4 квартам = 4,546 л
1 кварт = 2 пинтам = 0,9464 л 1 кварт = 2 пинтам = 1,1364 л.
1 пинт = 4 джилям = 0,4732 л 1 пинт = 4 джилям = 0,5682 л
1 куб. фут = 28,32 л 1 л = 0,0353 куб. фута
1 куб. ярд = 0,7645 л*3 1 ж3 = 1,30786 куб. ярда =
1 регистр, тонна = 2,8316 м3 =0,3532 регистр, тонны
1 BTU/фунт = 0,556 ккал/кг
ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
Когда говорят о работе автомобильного транспорта, то прежде всего
упоминай! о пройденных расстояниях, о пассажиро-километрах и
тонна-километрах, о скорости, достигнутой в течение достаточно продолжительного
отрезка времени, и лишь редко оценивают транспортную мощность (пасса-
жиро-километры в единицу времени, тонна-километры в единицу времени
или пассажиро-скорость, грузо-скорость). Транспортная мощность может
'быть достаточно велика только в том случае, если грузоподъемность и
динамические качества автомобиля используются достаточно полно. Это можно
доказать сравнением газогенераторных автомобилей с автомобилями,
работающими на жидком топливе. Для выполнения равной транспортной работы
в единицу времени маломощных автомобилей понадобится больше,
а вместе с тем потребуется больший штат шоферов, больше шин и т. д.
В связи с этим представляет интерес вопрос о том, насколько обоснована
экономически перегрузка грузовых автомобилей (где позволяют дорожные
условия — до двух прицепов). Автопоезда дают ряд преимуществ:
сравнительно низкий расход топлива на единицу транспортной работы, высокая
транспортная мощность, относительно низкая доля заработной платы
шоферов и налога на автомобили и т. п. Но вместе с этими преимуществами
появляется ряд отрицательных факторов (меньшая эксплуатационная надежность
176

и более частая потребность в ремонте перегруженных автомобилей), которые,
по-видимому, сводят на нет кажущиеся на первый взгляд большими
преимущества автопоездов *.
Топливную экономичность автомобилей стремятся улучшить
применением маловязких масел, поддержанием достаточно высокой средней
эксплуатационной температуры, использованием обедненных смесей на
частичных нагрузках (правильной регулировкой топливоподающей
системы), применением высокой степени сжатия и наддува. Выгоднее
использовать все возможности, чтобы можно было работать на топливах и маслах
худшего качества и поэтому дешевых. В США, например, автомобили большой
грузоподъемности работают на утяжеленном бензине третьего сорта,
имеющем низкое октановое число. Для устранения детонации на соответствующих
режимах работы двигателя специальным устройством подается второе
топливо, обладающее антидетонационным свойством.
Решающее влияние на топливную экономичность автомобиля оказывает
искусство водителя. Расчетливая езда с минимальными изменениями
скорости, своевременным использованием наката и возможно меньшим
применением тормозов имеет, как известно, большое значение.
Грубо можно считать, что на перевозку одного пассажира или 100 кг
груза на 100 км в среднем затрачивается около 2 л топлива или округленно
5 л. с. ч.
Расход топлива зависит от размеров двигателя не в такой большой
степени, как это обычно представляют. В действительности может оказаться,
что расходы топлива (при равной скорости движения и равном числе мест)
у легковых автомобилей с двигателями различной мощности равны или даже
несколько меньше у автомобиля с более мощным двигателем. Это и понятно,
так как мощность двигателя, если только она вообще достаточна для данного
конкретного автомобиля, имеет очень далекое отношение к эксплуатационной
мощности, а расход топлива в первую очередь определяется именно
эксплуатационной мощностью.
Естественно, расход топлива на 1 км пути непосредственно зависит
от скорости движения. Для движения по ровной дороге с постоянной
скоростью легко получить воспроизводимые показатели расхода топлива. Однако
такие условия движения встречаются только на автострадах, проложенных
на равнинной местности. На таких автострадах могут быть сняты
экономические характеристики (скорость — расход топлива) для любого автомобиля.
Поэтому нормы расхода топлива для автомобилей устанавливаются путем
опытных заездов на автостраде с соблюдением определенных условий.
На обычных дорогах и в населенных пунктах условия движения
совершенно иные и расход топлива повышается примерно на 40%. В среднем
на 100 км пути встречается более 2000 пунктов, где требуется повышенная
осторожность и снижение скорости. Около 600 из них обусловлены наличием
на дорогах развилок и перекрестков и около 1500 связаны с движением
другого транспорта. Это означает, что на протяжении каждого километра пути
водитель встречает более 20 помех. В таких условиях даже очень хороший,
опытный шофер на участке длиной 1 км несколько раз меняет скорость
движения автомобиля, что на диаграмме движения регистрируется в виде пик,
каждая из которых связана с повышением расхода топлива (фиг. 53).
Количество и характер пик на диаграмме определяют экономичность
движения. Чем меньше их число и чем меньше их высота, тем выше
экономичность. Длина линии диаграммы является сравнительным показателем
экономичности заезда. Для автомобилей среднего класса одно-два переключения
передач на каждый километр является хорошим результатом, пять переключе-
1 Такое обобщение неверно. Для каждых конкретных условий эксплуатации существует
оптимальная величина перегрузки, дающая экономию. В некоторых случаях она может быть
очень велика. Прим. ред.
12 Бюссиен 177

_ ш
=ч
Щ
~ :§
~13
- .в
" :=1
гш
"И!
|:
- J;
_ ---
- Ei J
_ .:: i
I..''
"Я"
Фиг. 53. Сравнительные
заезды автомобиля
Ш
Ж
подъемностью 6,5 т
(с прицепом):
а—движение по дороге
(средняя скорость 47,5 км/час)\
б —движение по автостраде
(средняя скоростьбО км/час)\
1 и 4 — без нагрузки; 2
и 3 — с нагрузкой.
-
-
«Ptff t-i.
то
ЗЩ:
fill ^
А у
В
ч
~ ,
И
Е" Г
fffil
J
J <
S ;; :-
! 1! Г
t
1 р
[
j -
1"
|-
1 -
-
~fffl
- \ц
-
-
-
—j
; : ■ ■-
11 =
В : ~
' -
-
-
-
-
_
-
-
-
-
1-
1 1"
ний — плохим. Автомобили высокого
класса показывают лучшие цифры,
автомобили с маломощными
двигателями— худшие. При езде по
автострадам одно переключение передач
приходится на несколько километров пути.
Опыт показывает, что, принимая во
внимание эти условия, можно добиться
значительной экономии без снижения
средней скорости движения. При этом
главное состоит в уменьшении числа
пик скорости.
При городской и загородной езде по
дорогам следует различать среднюю
скорость движения и достигнутую на
отдельных участках максимальную
скорость. Различие между ними
довольно велико. Для того чтобы
двигаться со средней скоростью 60 км/час,
необходимо часто (там, где позволяет
дорога) достигать скорости 80 —
90 км/час. В этих условиях движение
со средней скоростью 70 км/час
возможно без перехода на отдельных
участках за скорость 100 км/час только на
автомобиле, имеющем высокие
динамические качества (большую
приемистость) .
Напротив, при езде по автострадам
средняя и максимальная скорости
почти равны, так как условия движения
позволяют водителю поддерживать
выбранную им скорость без помех 1.
Отмеченные обстоятельства позволяют
составить ясное представление о том,
почему при движении по автостраде
и равной средней скорости движения
расход топлива значительно меньше,
чем при движении по обычной дороге.
Для характеристики экономичности
езды по автострадам могут быть
приведены следующие данные:
1 По-видимому, легковые автомобили будут
снабжаться всережимными регуляторами,
которые прежде уже применялись, а сейчас
применяются только на дизельных грузовых
автомобилях. Эти регуляторы должны будут
автоматически обеспечивать заданную скорость
движения и остановку* автомобиля в случае
возникновения опасности. Существующие
усовершенствованные конструкции ручного
привода подачи топлива механического и
электрического типа не обеспечивают автоматического
увеличения открытия дроссельной заслонки на
подъемах и прикрытия при спусках. Кроме того,
все вспомогательные устройства, облегчающие
управление двигателем, должны при
торможении в экстренных случаях или при
заболевании водителя автоматически переводить двигатель
на холостой ход..
178

о - Д6т остр ада
и-Дорога | — -
ь - дЬнзин
• -бёнзино-
бензольная смесь
50
60
10
80 км/час
Фиг. 54. График, полученный в результате
сравнительных заездов:
/ — без груза и прицепа; 2 и 4 — без груза с прицепом на
различных дорогах; 3 — груз 3 га, без прицепа; 5 и 6 — груз
6 т с прицепом на различных дорогах.
1) при равной средней скорости движения на автостраде экономия топлива
достигает 40% (на обычной дороге перерасход до 65%);
2) при практически равном расходе топлива на каждые 100км на автостраде,
используя возможность движения с повышенными скоростями, экономят
30% времени (на обычной дороге даже при напряженной езде затрата
времени возрастает до 40%).
Максимальная средняя скорость движения по обычным дорогам главным
образом зависит от динамических качеств автомобиля и сравнительно мало
зависит от дорожных условий, погоды, квалификации водителя и т. д.
Достаточная стабильность этого усредненного показателя для данного автомобиля
позволяет сравнивать его с км/л л/км
характеристиками, .
снимаемыми в сопоставимых
условиях на автостраде.
Таким образом получают
диаграмму (фиг. 54),
показывающую зависимость расхода
топлива от скорости
движения при различных нагрузках
и топливах. Из диаграммы
можно определить значение
расхода в км/л либо в
л/100 км.
Эти диаграммы позволяют
судить о топливной
экономичности данного
автомобиля или автомобиля
аналогичной конструкции в
различных дорожных условиях.
Чем больше заштрихованная площадь треугольников, тем, очевидно,
большую экономию топлива можно получить при езде по автостраде на
данном автомобиле. Высота треугольника не может стать равной нулю
или отрицательной величиной, так как это означало бы, что расход топлива
при езде по автостраде выше (чего при равной скорости не может быть).
Однако при значительной перегрузке автомобиля, слишком заниженной
мощности двигателя или чрезмерно низком передаточном числе трансмиссии
высота треугольника может сильно сокращаться.
Имея характеристику расхода топлива в зависимости от скорости, можно
планировать снабжение автомобильного парка топливом, особенно для
перевозок по автострадам. Естественно, что фактические значения расходов
несколько отклоняются от принятых по характеристике вследствие влияния
ветра и других обстоятельств.
Интересно влияние различных факторов на форму нижнего правого угла
треугольника. У неперегруженного автомобиля с правильно выбранной
мощностью двигателя и достаточным передаточным числом трансмиссии
образуется некоторый острый угол. Это значит, что предельные значения расхода
при езде по дороге и по автостраде практически равны. У перегруженного
автомобиля или автомобиля с чрезмерно малым передаточным числом
трансмиссии (в первую очередь при езде по гористым дорогам) правый угол
срезается, не образуя пересечения с осью абцисс. У автомобилей без
груза, и автомобилей, имеющих завышенное передаточное число трансмиссии
или слишком мощный двигатель, вместо нижнего правого угла на диаграмме
образуется «хвост». Наличие такого «хвоста» означает, что, уменьшая
передаточное число трансмиссии и повышая при этом расход топлива, можно
повысить максимальную скорость автомобиля.
Интересно отметить, что наклон характеристики, снятой на автостраде,,
может быть различным. Автомобили с четырехтактными двигателями имеют
более пологое протекание характеристики, чем автомобили, снабженные
12* 179

двухтактными двигателями. Это связано ,с необходимостью значительного
обогащения смеси в двухтактных двигателях при высоких нагрузках (чтобы
избежать перегрева).
НОРМЫ РАСХОДА ТОПЛИВА
Технические условия (DIN) содержат следующие указания по проведению
испытаний.
Используемый для установления нормы расхода топлива автомобиль должен
соответствовать серийной модели как по конструкции, так и по регулировке карбюратора и системы
зажигания. Опытные заезды следует производить с полной номинальной нагрузкой
автомобиля. Двигатель перед началом опыта нужно прогреть до нормальной рабочей температуры.
Весь мерный участок должен быть пройден на высшей передаче.
Мерный участок автострады следует выбирать возможно более ровным, длиной 50—60 км,
с короткими подъемами и спусками (не более 1,5%). Сила ветра при проведении опытов должна
быть минимальна. Мерный участок нужно пройти в обоих направлениях, причем заезд в
обратном направлении — непосредственно после заезда в прямом направлении. Точное
определение длины пути, пройденного автомобилем (без выбега), может быть произведено по
километровым отметкам на дороге. Длина пройденного пути обозначается W и подставляется в
приведенную ниже формулу в километрах.
Скорость автомобиля в течение всего опыта должна быть строго постоянной и равной двум
третям предварительно установленной максимальной скорости автомобиля или для
автомобилей, имеющих двигатель с регулятором, — двум третям скорости, развиваемой при
работе на регуляторе.
Для карбюраторных двигателей следует применять товарное топливо, соответствующее
данному двигателю по детонационной стойкости, для дизелей — товарное дизельное топливо.
Затраченное на опытный пробег количество топлива следует точно измерить. Это
количество обозначается К и подставляется в приведенную ниже формулу в литрах. Для учета
возникающих в эксплуатации неблагоприятных условий к полученной этим методом норме
расхода делается 10%-кая надбавка.
Тогда формула для определения нормы расхода топлива k будет иметь следующий вид:
k= 1,1 -f^-100 л/100 км.
Полученное по приведенной формуле значение нормы расхода топлива округляют до
первого знака после запятой (менее 0,05 округление производится в меньшую сторону, более
0,05— в большую). При повторных определениях нормы расхода допускается расхождение
в пределах допуска (+5%) за счет не воспроизводимых и не учитываемых влияний.
Задаваемый в документации расход топлива, например: норма расхода
топлива 9,7 л, означает, что по условиям DIN определено значение расхода,
равное 9,7 л/100 км.
Но расход топлива может задаваться и иначе, например, 9,7—11 л. Это
означает, что по условиям DIN получено значение 9,7 л/100 км, но в среднем
опыт эксплуатации дает большее значение в пределах до 11 л.
Обязательным в каждом случае является задание первого показателя,
т. е. стандартной нормы расхода топлива. Для регулирования
автомобилей на экономичность имеются специальные стенды.
На такси и автобусах очень желательно устанавливать самопишущие
приборы, что для некоторых типов автомобилей предписано в обязательном
порядке. Следует также упомянуть о приборе, который показывает
отношение суммарного числа оборотов коленчатого вала к пройденному
автомобилем пути. По этому показателю можно надежно и объективно оценивать
квалификацию водителя.
Из приборов, измеряющих непосредственно расход топлива в литрах,
следует назвать расходомер, который особенно точно и хорошо работает
на дизельных автомобилях, если он надежно защищен фильтром от
загрязнений, а от механических и термических повреждений — соответственным
размещением и установкой. Для того чтобы дать представление об
экономичности работы на газе, следует привести следующие эквиваленты:
] кг сжиженного газа соответствует теоретически 1,4 л бензина, практически 1,6 л бензина;
1 м3 метана соо!ветствует теоретически 1 л бензина, практически 1,25 л бензина;
1 ms светильного газа соответствует теоретически 0,5 л бензина, практически 0,55 л бензина.
Кроме того, следует учесть, что при работе на газе масло заметно
медленнее стареет, поэтому можно экономить масло за счет увеличения срока его
службы.
180

III. СМАЗКА И СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ
ВВЕДЕНИЕ
Трение двух твердых тел возникает при их относительном движении,
которое может иметь различные формы.
Однако трение возможно и без относительного движения твердых тел.
Например, если две соприкасающиеся поверхности доводить до максимально
достижимой чистоты (как у плоскопараллельных концевых мер высокой
точности), происходит «слипание» поверхностей, т. е. они плотно притираются
и нельзя их разъединить без приложения значительного усилия. Иногда
принудительное разъединение притертых поверхностей приводит даже
к отрыву от них мелких частиц и появлению шероховатости.
В случае контакта сухих поверхностей разнородных металлов даже
при комнатной температуре наблюдается взаимное проникновение частиц
металлов (диффузия).
Эти и подобные явления могут быть объяснены молекулярно-кинетиче-
ской теорией. Если твердое тело состоит из непрерывно движущихся
молекул, то закономерно движущиеся частицы в зависимости от гармоничности
или негармоничности их движений могут сцепляться или не сцепляться
друг с другом.
Разъединение плотно пригнанных поверхностей двух твердых тел
затрудняется давлением воздуха. Это особенно наглядно можно видеть в том
случае, когда пытаются разобщить два твердых тела, между гладкими
поверхностями которых имеется тонкий слой жидкости (например, масла или воды).
В воздухе отрыв поверхностей почти невозможен, в то время как в жидкой
среде он производится довольно легко (особенно путем их взаимного сдвига).
Такой опыт можно проделать со старыми фотопластинками или
предметными стеклами микроскопа. Попытка отрыва пластинок в воздухе
неминуемо ведет к их поломке; под водой же это производится сравнительно легко.
Если на постепенное отделение пластинок друг от друга затратить
достаточное время, то отрыв пластинок станет возможным в обоих случаях.
Время, необходимое для нарушения „контактного состояния" поверхностей,
является косвенным показателехМ вязкости и других важных свойств
жидкостей (особенно смазочных материалов^.
Трение, возникающее при контакте двух твердых тел, находящихся
в относительном движении, может быть полезно и вредно. В тормозах,
фрикционных муфтах и т. д. трение полезно, поэтому здесь стремятся
достичь максимального трения. В других случаях, когда трение вредно,
например в подшипниках, с помощью смазки или других мер стремятся
уменьшить трение. Случаи, когда требуются относительно небольшие силы
трения, довольно редки. Взаимная фиксация деталей за счет сил трения
(резьбовые, клиновые соединения и т. п.) представляет особый случай,
так как при этом наблюдается статическое трение, не приводящее к
значительным износам или потерям энергии.
Силы трения всегда направлены против движущих сил. Поэтому при
трении движущие силы уменьшаются, а энергия, приводящая систему в движе-
181

ние, частично расходуется на нагрев трущихся поверхностей. Некоторое
количество энергии затрачивается на деформацию и истирание трущихся
поверхностей.
Трущиеся поверхности смазываются для максимального сокращения
потерь энергии на трение. Поскольку в процессе преобразования
механической энергии при трении выделяется тепло, о работе подшипников,
например, можно судить по их температуре. Хорошо смазываемые подшипники
не нагреваются.
Следует обратить внимание на то, что наружная поверхность твердых тел
(в частности, металлов) качественно отличается от основной массы твердого
тела. Эти отличия в каждом конкретном случае могут иметь свои особенности.
Кроме того, рабочие поверхности деталей в подавляющем большинстве
случаев подвергаются отделочным или чистовым операциям — механической
обработке и приработке (обкатке), что создает дополнительные изменения
в структуре наружных слоев и ведет к качественному отличию их от
материала «тела» детали. При дробеструйной обработке и подобных операциях,
производимых для увеличения усталостной прочности изделий, наружная
поверхность одновременно упрочняется и вытягивается. Таким образом,
поверхностный слой приобретает как бы предварительное отрицательное
напряжение. Посредством разнообразных методов обработки наружных
поверхностей (например, закалка или улучшение) и соответствующего
подбора материалов трущихся деталей достигают малой склонности к
задирам поверхностей с весьма высокой чистотой обработки. Это очень важно,
так как при высокой степени чистоты трущихся поверхностей может
наблюдаться взаимное вырывание частиц металла х.
Слишком высокая чистота трущихся поверхностей в некоторых случаях
может приводить к нежелательным последствиям.
В качестве примера можно указать, что поршневые кольца с
полированной рабочей цилиндрической поверхностью очень трудно
прирабатываются при обкатке и проявляют повышенную склонность к задирам зеркала
цилиндра. Для каждой трущейся пары имеется некоторая оптимальная
чистота поверхностей. Чтобы ее определить с достаточной для практики
точностью, требуются исследования.
Различают внутреннее и внешнее трение. С внутренним трением связана
работа деформации твердых тел. Она расходуется на упругую или
остаточную деформацию, упрочнение и другие процессы, сопровождающие
изменение формы твердого тела. В пластичных материалах работа деформации
идет исключительно на упругое или остаточное изменение формы. В жидкой
среде внутреннее трение возникает лишь при относительном движении частиц
жидкости. В зависимости от ряда факторов внутреннее трение в,жидкостях
может быть сравнительно небольшим (при послойном, ламинарном течении)
или значительно большим (при вихревом, турбулентном течении). Всякое
явление, связанное с трением, сопровождается превращением механической
работы в теплоту.
Внешнее трение сопровождается истиранием, изнашиванием трущихся
поверхностей. При трении твердых тел происходит местное сваривание
и обрыв микронеровностей трущихся поверхностей. Сваривание выступов
происходит во время относительного движения при их соударении за счет
мгновенного повышения температуры, а продолжающееся движение тел
приводит к разрыву сварившихся неровностей 2. Это явление играет большую
роль в процессе изнашивания и является начальной стадией заедания тру-
1 Основной причиной задиров или вырывания частиц металла нз трущихся поверхностях
является возникновение высокого местного («точечного») давления, приводящего к столь
высокому нагреву металла, что происходит своеобразный мгновенный процесс точечной сварки. При
дальнейшем движении поверхностей происходит вырывание частиц металла с поверхности
(задиры). Прим ред.
2 Этот процесс аналогичен образованию задиров на поверхностях под действием
чрезмерно высоких местных нагрузок. Прим. ред.
182

щейся пары. Во время обкатки машин оставшиеся от обработки
микронеровности поверхностей деталей частично истираются, частично деформируются
и сглаживаются. Подобные явления внешнего трения наблюдаются и у
пластичных или жидких тел.
Различают трение в газах, в жидкой среде, трение пластических и
твердых тел. Трение в газах не будет рассмотрено. Этот случай трения имеет
значение в процессах вихреобразования в камерах сгорания двигателей. При
жидкостном трении (когда происходит внутреннее трение) следует
различать две формы: трение при ламинарном и при турбулентном движении.
Трение эластичных и пластичных тел будет рассмотрено кратко.
Сущность трения с точки зрения молеку-
лярно-кинетической теории может быть
объяснена так: теплота — это энергия
беспорядочно движущихся молекул, а
механическая работа — это кинетическая энергия
п
ш
*)
Фиг. 2. Схематическое изображение сопротивления
качению, трения покоя и трения движения:
[ — трение качения; // — трение покоя; III — трение
скольжения; а — сопротивление качению — предельный
уклон плохой грунтовой дороги (сухой), на котором
автомобиль с пневматическими шинами скатывается; б —
сцепление с дорогой (предельный подъем сухой бетонной дороги,
преодолеваемый автомобилем с пневматическими шинами
^*v -, r> ^ преодолеваемый автомооилем с пневматическими шинами
Фиг. 1. Схематическое изображение без буксования); в - сцепление с дорогой (предельный
различных видов трения:
а — трение покоя (зацепление);
6 — скольжение; в — качение.
уклон сухой бетонной дороги, на котором может быть
заторможен автомобиль); г —трение движения (предельный уклон
сухой бетонной дороги, на котором катящиеся или
скользящие колеса автомобиля не могут быть заторможены).
большого числа параллельно движущихся молекул. При трении
параллельно движущиеся молекулы изменяют траекторию и становятся
носителями тепловых потерь.
Если на наклонную плоскость с регулируемым углом наклона поместить
тело и наблюдать за его сползанием, можно заметить, что статическое
трение, или трение покоя, больше трения движения (фиг. 1 и 2). Другими
словами, для того чтобы тело начало двигаться, необходим больший наклон
плоскости, чем для поддержания скольжения с постоянной скоростью. Это
явлениеможно наглядно представить следующим образом. Покоящееся тело
своими микронеровностями как бы входит в зацепление с соответствующими
неровностями плоскости, на которой оно находится. Понятно, что для перехода
от покоя к движению необходимо приложение силы, которая может вывести
микронеровности трущихся тел из зацепления 1.
Величина превышения силы трения покоя над силой трения движения
имеет большое практическое значение. Например, для пуска стоящей машины
требуется значительное усилие, для чего нужно иметь мощные пусковые
агрегаты. Можно привести и другой пример. Сцепление автомобиля с
дорогой при вращающихся колесах (т. е. при относительном покое в точке каса-
1 В случае трения смазочных поверхностей можно встретиться с довольно ярко
выраженным явлением тиксотропии, которое состоит ь том, что масло после длительного покоя
оказывает значительно большее сопротивление движению, чем после одно- или
многократного пуска машины. После длительной выдержки высокая вязкость масла вновь
восстанавливается.
183

ния) всегда больше, чем при переходе качения в скольжение (движение
юзом), которое наступает при чрезмерном торможении и заносе *.
Характер трения коренным образом меняется в зависимости от наличия
или отсутствия смазки между трущимися поверхностями. При сухом трении
для начала движения надо вывести из зацепления микронеровности. Этим
зацеплением и объясняется повышенное статическое трение. При жидкостном
трении для начала движения не требуется приложения значительных усилий,
так как внутреннее трение в жидкостях зависит от скорости, и, следовательно,
в начальный момент движения даже весьма малые усилия могут вызывать
перемещения. В действительности между сухим трением и жидкостным
трением, которое возможно лишь при весьма совершенной смазке, имеется много
промежуточных видов трения. Однако и при жидкостном трении возможно
заметное увеличение сопротивления в момент пуска за счет тиксотропии
и структурной вязкости смазочных веществ.
Наглядное представление о влиянии различных факторов на трение
скольжения дает табл. 1.
Таблица 1
Величины, характеризующие трение
Материал трущихся поверхностей
Трение
качения 2 (сопро
тивление качению
или сила тяги
при качении)
Сила
трения
в кг/т
Угол
трения
статическое^ и 4
(предельное
значение трения
привода и
тормозов)
Сила

тического
трения
в кг/т
Угол
трения
скольжения ь
(сопротивление
скольжению при
движении;
тяговое усилие при
юзе)
Сила
трения
в кг/т
Угол
трения
Трение твердых тел
.3 и!
Железо по железу (сухое)
Железо по железу (смазанное)3 . . . .
Чугун по чугуну (смазанный) 3
Сталь по стали (подшипник качения) . .
Железо по бронзе (сухое)
Железо по бронзе (смазанное )3 . . . .
Железо по льду
Железо по дубу (смазанное)
Железо по дубу (влажное)
Бронза по бронзе (сухая)
Кожа по металлу (сухая)
Кожа по металлу (смазанная)3
Кожа по дереву
Канат по дереву
Дерево по дереву (сухое)
Дерево по дереву (смазанное)3
Железо по резине (сухое, гладкое) . . .
Железо по резине (сухое,
профилированное)
Железо по резине (смазанное)3 . . . .
Железо по резине (мокрое гладкое)3 . .
Железо по резине (грязное,
профилированное )3
Резина по деревянной брусчатке (сухая)
Резина по деревянной Орусчатке (мокрая)3
Резина по бетону (сухая)
Резина по бетону (мокрая)3
Резина по бетону (масляная)3
4
2
—
—
—
30
_
—
—
14'
—
7'
—
—
—
—
—
—
—
—
1°45'
_
—
_
—
—
—
160
—
ПО
650
540
280
470
800
500
210
До 1000
600
200
58
650
700
400
700
560
200
—
9°
—
6°15'
33°
28°
16°
25°
39°
27°
12е
45°
31°
1Г30'
3°25'
33°
35°
22°
35°
29°
11°30'
230
60
150
100
60
14
80
220
200
400
160
270
520
340
70
—
_
12
600
300
650
550
180
13°
3°30'
8°30'
6°
3°30'
48'
4°40'
12°30'
11°15'
22°
9°
15°
27°30'
19°
4°
40'
ззг
17°
33°
29°
1 Наивысшее значение коэффициента сцепления пневматических шин с дорогой
наблюдается не при «чистом» качении, а приблизительно при 10% вом скольжении.
184

Материал трущихся поверхностей
Резина по бетону (покрытая илистой
грязью)3
Резина (гладкая) по льду3
Резина (профилированная) по льду . . .
Резина (гладкая) по снегу а
Резина по коже
Резина по резине (сухая)
Продолжение
табл. г
Трение
качения *
(сопротивление качению
или сила тяги
при качении)
Сила
трения
в кг/т
МММ
Угол
трения
МММ
статическое0 и *
(предельное
значение треняя
привода и
тормозов)
Сила

тического
трения
в кг/т
100
90
200
150
380
300
Угол
трения
5°45'
К
8°30'
21°
17°
скольжения &
(сопротивление
скольжению при
движении:
тяговое усилие при
юзе)
Сила
трения
в кг/т
80
Угол
трения
4°30'
—
Трение сыпучих тел4 (угол естественного отксса)
Глина
Земля
Мелкий гравий .
Крупный гравий
Зерно
—
—
—
—
—
—
1000
750
840
1000
580
45°
35°
45°
45°
30°
—
движении различных экипаже!
Трение, возникающее при
Экипажи с железными шинами по:
грунтовой дороге в плохом
состоянии .- .
сыпучему песку
грунтовой дороге в хорошем
состоянии
макадаму
мостовой в плохом состоянии . . .
мостовой в хорошем состоянии . . .
асфальту
бетону
Экипажи с пневматическими шинами по:
сухому макадаму
мокрому макадаму
сухой мостовой
мокрой мостовой
сухому асфальту
мокрому асфальту
сухому бетону
мокрому бетону
влажной грунтовой дороге
сухой грунтовой дороге
грязной грунтовой дороге
снегу . :
льду
Сани .....
Рельсовый транспорт
Примечания к т а б л. 1. 1. Коэффициент трения может быть определен как
тангенс предельного угла трения или 0,1 числового значения приведенных сил трения (в
килограммах на тонну веса или давления). Эти весьма приближенные числовые данные собраны
из различных источников и частично приведены в соответствие друг с другом далеко
неточными расчетами. Все эти данные следует рассматривать лишь как ориентировочные.
2. Сила трения качения растет пропорционально весу (давлению), обратно
пропорционально диаметру цилиндра (колеса) и мало зависит от длины линии касания.
Значения коэффициентов трения составляют:
jjl = 0,010 -г- 0,030 смазанный подшипник скольжения
[л = 0,001 » шарикоподшипник
р, = 0,001 -г- 0,002 ъ роликоподшипник
{х = 0,006 -т- 0,010 » игольчатый подшипник
1SS
200
160
50
25
40
20
15
10
25
25
20
20
15
15
10
10
200
50
100
50
5
'
2
1145'
9°
3°
ГЗО'
2°15'
Г15'
50'
35'
ГЗО'
ГЗО'
Г15'
Г15'
50'
50'
35'
35'
1Г15'
3°
5°45'
8°30'
17'
7'
—
—
500
250
600
300
500
200
650
350
500
500
200
150
50
—
—
—
27°
14°
ЗГ
17°
27°
1Г15'
33°
19°
27°
27°
1Г15'
8°30'
3°
—
—
400
200
500
200
400
150
500
300
20
—
22°
1Г15'*
27°
1Г15'
22°
8°30'
27°
17°

3. Сила сухого трения движения и сухого статического трения растет пропорционально
.давлению и почти не зависит от площади соприкосновения трущихся тел, скорости сколь-
«жения и температуры. Для перехода от статического трения к трению движения необходимо
«нарушить зацепление микронеровностей поверхностей. В случае скольжения смазанных
поверхностей такое зацепление становится едва заметным, а при полной смазке, т. е. при жидкостном
трении, наблюдается внутреннее трение. При жидкостном трении- сопротивление движению
определяется вязкостью смазочного вещества. Оно пропорционально площади трущихся слоев,
скорости скольжения, квадратному корню из удельного
давления и обратно пропорционально толщине
смазочной пленки. С повышением температуры сопротивле-
_ г ние резко уменьшается.
а) \ ' Этот случай трения типичен для узлов машин,
" * работающих с подводом смазки под давлением.
4. Сила сцепления при трении может быть
больше нормального давления (более 1000 кг на 1 т, т. е.
угол трения более 45° или р. > 1). Такое сильное
трение возникает при обработке резины на абразивном
круге, при насыпании жирной глины или гравия
(щебня), при резком торможении автомобиля на сухом
бетоне.
5. Сила трения определяется по следующим
выражениям (фиг. 3 и табл. 2):
при сухом трении
Фиг. 3. Влияние смазки на
характер трения:
а — сухое трение; б — трение смазан-
«ых поверхностей; 1 — сухое трение
шероховатых поверхностей; 2 — сухое
трение гладких поверхностей; 3—
полужидкостное трение (граничная
вмазка) гладких поверхностей;
4—жидкостное трение (полная смазка) за
счет образования масляного клина.
Rt = KiDrmTV0 (закон Кулона);
при трении смазанных поверхностей
Rs = KJDr^
где К — константа;
Dr ■—давление или нагрузка;
FI — площадь;
Т — температура;
Д — толщина масляной пленки.
Статическое трение наблюдается при сухом трении и частично проявляется при
несовершенной смазке (полусухое или полужидкостное трение). При жидкостном трении грение
покоя отсутствует, но в некоторых случаях может наблюдаться увеличение сопротивления
началу движения за счет тиксотропии и структурной вязкости смазки.
Таблица 2
Влияние различных факторов на трение скольжения (показатели степени)
Показатели
Площадь
Скорость
Давление
Толщина масляной пленки
Сухое трение
±0
±0
±0
±1
Трение смазанных поверхностей
+ 1
Сложная зависимость, показатель
отрицательный
~_ 1
В связи с этим представляют интерес исследования, проведенные с «нескользящими!
шинами. Если шины (синтетический каучук в этом случае лучше натурального) и покрытие
дороги смачиваемы водой, то сцепление достаточно велико и на мокрой дороге. Поэтому
применение смачиваемых шин и очистка покрытия дороги от следов масла, мешающих смачиванию,
весьма желательны.
Следует иметь в виду, что трение зависит от материалов сопряженных
деталей. Известны материалы, хорошо (т. е. с малым трением) работающие
даже без смазки. Имеются также материалы, дающие высокие коэффициенты
сухого трения. Первые применяются для изготовления всевозможных
подшипников скольжения, а вторые—для изготовления трущихся деталей
фрикционных муфт и тормозных механизмов.
• 186

Фиг. 4. Сцепление с
поверхностями
молекулярных слоев поверхностно
активных соединений при
возвратно-поступательном
движении (схематически).
Малое трение возникает при работе меди по стали, чугуна по чугуну,
стали по бронзе и белому металлу, стали по мокрой резине, стеклу, кварцу,
фосфатированной стали, закаленной стали и т. д.
При трении смазанных поверхностей материалы трущейся пары должны
быть выбраны с таким расчетом, чтобы в случае недостаточной смазки (период
пуска, перегрузка), когда имеется непосредственный контакт поверхностей,
не происходило заедание. Это возможно, если материалы трущихся деталей
дают малый коэффициент трения и не склонны к местному свариванию
в точках соударения микровыступов. Для этого поверхностные напряжения
в материалах должны быть противоположно направленными.
Если трущиеся поверхности полностью разделены,
каким-либо смазочным веществом (твердым или
жидким), то наблюдается совершенно иная картина.
В этом случае смазка должна возможно более
прочно сцепляться с обеими трущимися
поверхностями.
Следовательно, для обеспечения хорошей смазки
при скольжении необходимо подобрать два
материала, при трении которых не возникают задиры,
и смазочное вещество, обладающее способностью
образовывать возможно более прочную
адсорбированную пленку на поверхностях обеих деталей.
Из фиг. 4 видно, что прочно сцепившиеся с поверх-
нооетми молекулярные слои поверхностно активных
соединений при возвратно-поступательном
движении (например, поршня) вытягиваются в
направлении движения.
Способность наиболее широко распространенных в качестве смазочных
веществ минеральных масел, а также растительных и животных масел
образовывать прочную адсорбированную пленку объясняется присутствием
в них так называемых полярных групп, или поверхностно активных веществ,
которые как бы срастаются с металлическими поверхностями. Насколько
большую роль в процессе смазки играют эти поверхностно активные вещества,
всегда имеющиеся в нефти, можно видеть из того, что минеральные масла
весьма высокой степени очистки (парфюмерные и медицинские, так
называемые белые масла), лишенные полярных соединений, обладают резко
пониженными смазочными свойствами.
Напротив, современные смазочные масла (премиальные масла Premium —
Olen), масла для тяжелых условий работы и масла для тяжело нагруженных
механизмов обладают хорошими смазочными свойствами именно благодаря
присутствию в них полярных и других соединений, оказывающих сильное
химическое воздействие на трущиеся поверхности металлов.
Задача обеспечения хорошей смазки состоит в правильном выборе
оптимального содержания в масле веществ, обусловливающих прочное
сцепление граничной пленки с трущейся поверхностью, но неизбежно влекущих
за собой усиление коррозии i. Поэтому масла для тяжело нагруженных
механизмов, пригодные для червячных передач и других тяжело нагруженных
узлов, обладают сравнительно высокой коррозийностью или склонностью
к осадкообразованию. Это относится ко всем известным высокими
смазочными свойствами веществам (продукты, полученные на базе касторового масла,
рыбий жир, нафтенат свинца, хлорированные парафины и др.). С этих
позиций вред, приносимый избытком выносителя в этилированных бензинах,
не так уж велик. Как известно, этиловые жидкости, добавляемые к автомо-
1 Ряд исследователей считают, что действие присадок, уменьшающих износ,
заключается в химическом воздействии на поверхность металла, приводящем к образованию легко
прирабатывающегося слоя, что создает лучшие условия смазки. Кроме того, образующиеся
пленки на трущихся поверхностях предотвращают задиры. Прим. ред*
187

= *--6
бильным бензинам, содержат 50%-ный избыток галогеноуглеводородов.
(бромные и хлорные соединения) против количества, достаточного для
перевода в летучие соединения всего находящегося в бензине свинца 1.
Результатом этого является образование в двигателе бромоводородной и соляной
кислот, которые хотя и вызывают коррозию (особенно если температура
деталей двигателя ниже точки росы, т. е. ниже 65—70° С), однако вместе с тем
улучшают смазочные свойства картерного масла.
Другим путем улучшения условий смазки является добавка к маслу
соединений фосфора. В то время как хлорные, бромные и некоторые другие
соединения, реагируя с металлом, образуют
на поверхностях деталей соединения железа,
не обладающие хорошими механическими
свойствами и к тому же гигроскопичные,
соответствующие соединения фосфора прочно
внедряются в поверхностный слой. Такие
фосфорные соединения образуются при фос-
фатировании стальных деталей в виде
пленок, предохраняющих металл от
ржавления. Кроме того, слой железофосфорных
соединений обладает способностью снижать
7 склонность трущихся поверхностей к
задирам и хорошо удерживать масляную пленку.
Этим, возможно, может быть объяснен
механизм действия трикрезилфосфата,
уменьшающего вредные последствия применения
этилированного бензина.
Жидкие смазочные вещества при
умеренных нагрузках и скоростях скользятламинар-
но, слоями. При высоких нагрузках в сма-
зочном слое возникают вихри, требующие
значительных затрат энергии, но обладаю-
щие высокой несущей способностью (турбу-
J - эМл\СкТодЯви"атНель Д^ТоТбДшн)^ рентный режим смазки). В этом случае под-
4 — держатель; 5 - индикатор; 6—во- ШИПНИК СКОЛЬЖенИЯ как бы Превращается
Т-1Р^п^пъпЛ°ируж7пг', /-°поД: в шарикоподшипник, в котором роль шаров
вод воды; 9 — нагрузка. ВЫПОЛНЯЮТ ВИХрИ маСЛЯНОГО СЛОЯ.
На фиг. 5 показана четырехшариковая машина трения для измерения
прочности масляной пленки. Вращение шаров происходит под все
возрастающей нагрузкой до заедания или даже сваривания в местах контакта.
Вообще динамическая несущая способность масляной пленки (особенно
при скольжении вращающихся деталей) может меняться в зависимости
от условий работы масла. Например, в зубчатых передачах масло главным
образом выдавливается с поверхностей зубьев, а в подшипниках скольжения,
вследствие насосного действия вращающегося вала, возникает высокое
давление (фиг. 6), многократно увеличивающее несущую способность масляной
пленки 2.
В связи с этим можно выяснить роль смазочных канавок, которые, с одной
стороны, должны обеспечивать равномерное распределение масла в
подшипнике, с другой стороны, могут нарушать и соскабливать масляную
пленку. Канавку ни в коем случае нельзя располагать там, где возникает
высокое давление масляного клина (фиг. 6 и 7), а ее кромки должны быть
притуплены, чтобы они не соскабливали масло.
Фиг. 5. Четырехшариковая маши-
на трения для измерения прочно-
сти масляной пленки:
1 К авиационным бензинам добавляют только коррозионно менее активные бромные
соединения в количестве, непревышающем теоретически необходимое для перевода всего свинца
в летучие соединения.
2 Основные законы гидродинамической теории смазки разработаны русским ^ ученым
Н. П. Петровым'и опубликованы им в 1883—1887 гг. В дальнейшем развитии этой теории
выдающуюся роль сыграли работы Н. Г. Жуковского, С. А. Чаплыгина и др. Прим. ред.
188

На основе накопленного опыта от устройства масляных канавок в
подшипниках почти полностью отказались, и теперь они встречаются только
у мест разъема подшипников. Затем была предложена новая конструкция
подшипника (фиг. 8), в котором предусмотрена соответствующая, очень
незначительная деформация вкладышей в местах возникновения
максимального динамического давления. Таким образом, вал как бы покоится
на нескольких волнах сжатия, возникающих при движении.
Фиг. 6. Положение вала и эпюра Фиг. 7. Схема масляного клина
давлений в масляном слое при в подшипнике скольжения,
жидкостном трении в
подшипнике скольжения (схематически):
/ — вал; 2 —место подвода масла;
3 — эпюра давлений в масляном
слое; 4 — корпус подшипника.
Особый случай представляют собой подшипники с вкладышами из
пористых материалов, полученных методом порошковой металлургии. В таких
подшипниках смазка просачивается к поверхности трения из самого
антифрикционного материала по порам.
Пропитанные маслом пористые металлы могут в течение длительного
времени сохранять смазочные свойства. Защищенное от корродирующего
Фиг. 8. Схема подшипника,
в котором предусмотрена
деформация вкладышей:
1 — вал; 2 — корпус
подшипника.
Фиг. 9. Схема действия смазки:
— смазка маслом; 2 — местное заедание;
коллоидальным графитом.
3 — смазка
действия серы с помощью защитной пленки пористое железо, пропитанное
серой, должно быть прекрасным материалом для работы по стали при
высоких нагрузках и скоростях как в случае сухого трения, так и при наличии
смазки.
Особое значение имеет выбор схемы смазки. На фиг. 9 слева показано
жидкостное трение при гидродинамической смазке; в центре дана граничная
смазка, при которой в точках контакта смазочная пленка сначала достигает
молекулярной толщины и, наконец, переходит в непосредственный контакт
металлов, сопровождающийся резким локальным повышением температуры
и свариванием. При этом смазочная пленка полностью разрушается, и
начинается процесс заедания. Справа схематично показано смазочное действие
коллоидального графита. Помимо положительного влияния от заполнения
неровностей поверхностей трения, имеется адсорбция мельчайших частиц
189

графита на металлической поверхности и образование защитного слоя,
подобного тому, который образуется за счет корродирующего действия
смазок для тяжело нагруженных механизмов.
Особым вопр©сом является выбор схемы смазки. Различают
дозированную смазку свежим маслом и циркуляционную смазку. Конечно,
дозированная смазка свежим маслом — это идеальный случай, так как смазка
подводится в строго необходимом количестве и ее качество неизменно.
Применение циркуляционной смазки неизбежно связано с загрязнением и
изменением качеств смазочного масла. Однако поскольку в двигателях число
точек смазки очень велико и масло одновременно должно являться
охлаждающим средством (теплопередающей средой), дозированная смазка в
двигателях применяется сравнительно редко.
ТРЕНИЕ И СМАЗКА ПРИ РАЗЛИЧНЫХ ВИДАХ ОТНОСИТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ ТЕЛ
Отрыв, сдавливание, отскакивание, соударение
Явление трения и действие смазки могут иметь важное значение и при
простейших формах относительного движения твердых тел: отрыв,
сдавливание, соударение, отскакивание и т. д.
Можно указать на своеобразные износные явления, наблюдающиеся
у толкателей клапанов, не имеющих гидравлической компенсации зазора
и, следовательно, работающих в условиях ударных нагрузок. В связи с этим
очень интересен опыт, показывающий, с какими неожиданными явлениями
можно столкнуться при исследовании рассматриваемого случая трения.
Опыт заключался в следующем.
Над плоской шлифованной поверхностью стального образца расположен небольшой
стальной стержень так, что он своим нижним плоско шлифованным торцом может очень близко
подходить к поверхности образца. С помощью кулачкового механизма стержню сообщается
возвратно-поступательное движение умеренной частоты. Расстояние между образцом и
стержнем можно уменьшать до нескольких сотых долей миллиметра. Если на поверхность образца,
в то место, над которым двигается стержень, нанести каплю смазочного масла и стержень,
пульсируя, будет попеременно стягивать и выдавливать эту каплю, то в указанном месте
шлифованная поверхность станет шероховатой и, наконец, образуется своеобразная язва.
Это явление может быть объяснено большим внутренним трением смазочного масла. При подъеме
стержня слабым звеном оказывается не жидкость, а металл. Поэтому из поверхностного слоя
стального образца вырываются частицы металла. Это явление сходно с кавитацией и
результатом действия ультразвука.
К смазкам, применяемым в условиях знакопеременных ударных
нагрузок, предъявляются специфические требования, так как эти смазки
подвергаются выдавливанию и отрыву.
1. Смазка должна препятствовать локальному свариванию поверхностей
в местах контакта и затруднять кавитационные явления.
2. Смазочная пленка должна быть прочной, обладать высокой несущей
способностью, следовательно, должна хорошо адсорбироваться на трущихся
поверхностях.
3. Вместе с тем, при отрыве масляная пленка должна отрываться
достаточно легко, чтобы не вызвать кавитационных явлений.
В связи с этим следует упомянуть о том, что смазочное действие
коллоидального и обычного графита в рассматриваемом случае основано на
образовании весьма тонких графитных слоев, затрудняющих местное сваривание
поверхностей и этим уменьшающих их изнашивание. Смазочное действие
серы, соединений, содержащих серу, и других присадок, обладающих
коррозионным действием (хлорированные углеводороды, нафтенат свинца),
основано на образовании тончайших коррозионных пленок, действующих
аналогично графитным пленкам, но в этом случае уменьшение трения дается за счет
коррозии деталей.
Деталями, работающими в условиях ударного контакта, являются клапаны
двигателей. Соприкасающиеся поверхности толкателей и стержней клапанов
190

обычно подвергаются закаливанию. В некоторых случаях применяется
гидравлическая компенсация зазоров в механизме газораспределения,
уменьшающая динамические нагрузки. Однако во всех случаях для улучшения
условий работы и создания равномерного износа соприкасающихся
поверхностей толкателей и штоков клапанов, а также конуса клапана и его седла
желательно вращение клапана. Это особенно важно для двигателей,
работающих на этилированных бензинах, имеющих очень широкое распространение.
Вращение клапана легко достигается за счет несоосного расположения его
по отношению к толкателю. Были разработаны специальные конструкции
с принудительным вращением клапанов.
Качение
Одним из простейших видов относительного движения является качение.
При качении тело вращения катится по другому телу, которое, в частности,
может быть и плоским, причем контакт между телами может быть точечным
или линейным (шарико-роликоподшипники и игольчатые подшипники).
Существенным моментом при качении является отсутствие относительного'
движения в месте контакта, отсутствие скольжения. Однако в реальных
условиях чистое качение не встречается. В зубчатых колесах и в
подшипниках качения всегда имеется некоторое скольжение. Иногда скольжение
при качении намеренно усиливают, чтобы избежать вредного воздействия
чистого качения на износостойкость деталей. При чистом качении масляная
пленка испытывает лишь нормальное давление и поэтому сравнительно легко
продавливается В таких случаях довольно скоро возникает питтинг у
шестерен и подобные износы у подшипников качения. В таких условиях даже
незначительное проскальзывание очень желательно для измельчения таким
путем имеющихся на поверхностях механических загрязнений и для
возникновения подъемной силы масляного слоя.
Все подшипники качения очень чувствительны к загрязнению *.
Трение качения играет огромную роль в механизмах, где имеется
обкатывание профилей, в зубчатых передачах, а также в подшипниках качения
(шариковых, роликовых и др.).
В зубчатых колесах путем коррекции стремятся избегнуть чистого
качения, при котором в случае работы со смазкой и без нее условия трения хуже,
чем при качении, сочетающемся со скольжением 2.
В подшипниках качения также приходится мириться с трением тел
качения о сепараторы, которое оказывает меньшее сопротивление движению,
чем взаимное трение тел качения при работе без сепаратора.
Известна предложенная во Франции оригинальная конструкция
подшипника качения, где каждая пара тел качения разделена двумя шариками
малого размера. При быстром вращении эти шарики под действием
центробежной силы располагаются в строгом порядке, что значительно уменьшает
потери в подшипнике.
Несмотря на некоторые недостатки, подшипники качения всех видов
вследствие их эффективности получили широкое распространение.
Надо полагать, что при дальнейшем развитии конструкций механизмов,
в которых имеется трение качения, конструктор будет подбирать материалы,
имеющие малые коэффициенты трения и высокую износостойкость, а также
изыскивать более эффективные смазочные материалы.
При чистом качении (которое, как уже упоминалось, реально
неосуществимо) смазка вообще не нужна.
1 Эластичные ролики (свернутые из листовой стали) не получили распространения, хот®
они не чувствительны к загрязнению.
2 Цель коррекции состоит в первую очередь в повышении прочности зубьев. В полюса-
зацепления скольжение отсутствует и у корригированных шестерен. Прим, ред.
191

Скольжение
Отличительной чертой трения скольжения является наличие
относительного движения мест контакта трущихся тел, которое при других видах
трения отсутствует. Различают трение скольжения при состоянии покоя и трение
скольжения при движении. Различают также скольжение при
поступательном и вращательном движении.
Трение покоя или статическое трение. Чтобы пустить стоящую машину,
необходимо преодолеть повышенное сопротивление. В общем случае
коэффициент статического трения выше коэффициента трения скольжения при
движении х.
Трение покоя объясняется несколькими причинами. Главнейшими
из них являются: взаимное зацепление неровностей трущихся поверхностей,
тиксотропные свойства находящейся между трущимися поверхностями
смазки, действие молекулярных сил. Из других причин статического трения
следует упомянуть давление воздуха.
Насколько при трении велико значение химического состава поверхностных
слоев трущихся тел, показывают измерения, произведенные при исследовании
статического трения, в частности, при котором была определена величина
статического трения стали по стали. Чистые стальные поверхности имеют
коэффициент трения 0,78. При осернении поверхностного слоя его величина
снижается до 0,39, при оксидировании — до 0,27, а при смачивании олеиновой
кислотой — до 0,11. Из этого примера можно составить представление
о свойствах смазки для узлов, где часто встречается статическое трение.
Всякая смазка — твердая, жидкая или газообразная — должна разделять
трущиеся поверхности, чтобы предотвращать или по возможности уменьшать
зацепление их неровностей, не допускать местного сваривания и диффузии
поверхностей.
Коэффициент статического трения играет большую роль при движении
автомобиля на подъемах и спусках, покрытых гладким льдом, а также
в начальный период пуска машин, особенно при холодном пуске.
Трение движения. Коэффициент статического трения больше, чем
коэффициент трения движения. Это справедливо и для сухого трения, и для
трения смазанных поверхностей. При наличии смазки на поверхностях трения
разница коэффициентов особенно велика в том случае, если между трущимися
поверхностями образуется масляный клин, не допускающий
непосредственного контакта трущихся тел. Течение смазки в зазоре может быть
ламинарным, но чаще всего бывает турбулентным, когда образуются вихри с высокой
несущей способностью, облегчающие скольжение. При скольжении имеются
два момента, когда происходит разрыв масляной пленки, — это моменты
начала и конца движения (пуск, остановка). При отсутствии относительного
движения трущихся поверхностей перестает действовать подъемная сила
масляной пленки. С этим явлением связан повышенный износ цилиндров
поршневых машин в мертвых точках и большая величина износа их в моменты
пуска.
Скольжение при возвратно-поступательном движении. Прекращение
действия подъемной силы масляной пленки неизбежно возникает при возвратно-
поступательном движении в моменты прохождения мертвых точек. Типичным
примером такого случая трения может служить трение поршня и поршневых
колец двигателей внутреннего сгорания (фиг. 10). При перемене направления
движения поршня, когда скорость равна нулю, сопротивление
выдавливанию масляной пленки зависит только от вязкости масла и других его свойств,
влияющих на прочность масляной пленки, в то время как при движении
поршня несущая способность масляной пленки усиливается подъемным
1 Трение качения, в частности трение относительного покоя, т. е. трение в чистом виде
(без скольжения), оказывается больше, чем трение при относительном движении (при
наличии проскальзывания), но максимальной величины трение достигает при 10%-ном
скольжении (например, для пневматических шин).
192

действием масляного клина. В соответствии с этим повышенный износ
цилиндров поршневых двигателей наблюдается в местах остановки
поршневых колец в верхней и нижней мертвых точках 1. Таким образом, можно
заключить, что совершенную смазку машин, имеющих
возвратно-поступательно движущиеся детали, невозможно осуществить.
Скольжение при вращательном движении. В машиностроении очень широко
распространено вращательное движение деталей и связанное с ним трение
скольжения при вращении. Примером такого трения может служить трение
вала в подшипнике скольжения. Теоретически вращающийся вал не должен
непосредственно соприкасаться с подшипниками, т. е. должна быть
обеспечена гидродинамическая смазка
(жидкостное трение). Фактором, благоприятствую-
щим жидкостному трению в подшипниках
скольжения, является насосное действие
быстро вращающихся валов,
обусловливающее очень высокое давление смазки
в подшипнике. Поэтому для надежной работы
подшипника очень важно не снизить
насосное действие вала неправильным
расположением масляных канавок или их фиг ш насосное действие порш-
выполнением (острые кромки соскабливают невых колец (частный случай
масляную пленку). Влияние вязкости скольжения при возвратно-поступа-
масла на работу подшипников
скольжения в сравнении с влиянием подъемной
силы масляного клина очень мало. Это
мнение в последнее время начало широко распространяться среди
автомобилистов. Теперь в качестве смазочных масел для
автомобильных двигателей вместо высоковязких масел SAE 50 и SAE 40
применяют менее вязкие масла SAE 30 и SAE 20. Все чаще переходят на
использование еще менее вязкого масла SAE 10 2. Этим достигается значительное
снижение потерь на трение 3 и, следовательно, улучшается экономичность
двигателей.
В подшипниках скольжения смазка должна только уменьшать или
предотвращать изнашивание вала и подшипника 4. В этом отношении
способность масла образовывать прочную пленку (маслянистость и другие свойства)
имеет большее значение, чем высокая вязкость. Вязкость масла при низкой
температуре обычно настолько повышается, что вызывает повышение
крутящего момента, необходимого для пуска холодного двигателя, и увеличение
пусковых износов.
Важным показателем качества масла является так называемый индекс
вязкости, дающий представление о характере зависимости вязкости от
температуры 5. Конечно, предпочтительно такое масло, у которого меньше
изменяется вязкость при изменении температуры. По этому показателю масла
различного происхождения располагаются в определенной последователь-
тельном движении):
1 — поршень.
1 Наиболее сильно цилиндры изнашиваются в верхней части, т. е. в месте наибольшей
тепловой напряженности цилиндра, где наблюдается выгорание смазки. В верхней части
цилиндра происходит также наиболее интенсивное смывание смазки конденсирующимися
парами топлива в период пуска и прогрева двигателя. Прим. ред.
2 В американской маркировке масел дана вязкость по SAE. Перевод вязкости SAE
в градусы Энглера имеется ниже в разделе «Свойства и методы испытаний смазочных масел».
Там же приведены характерные данные о росте потребления маловязких масел в США.
Прим ред.
3 Снижение потерь на трение при переходе на маловязкое масло обусловлено
уменьшением трения внутри масляного слоя. Прим.
4 В подшипниках скольжения масло выполняет также роль охлаждающей жидкости.
В этом смысле маловязкие масла имеют преимущества как вследствие меньшего трения и,
следовательно, тепловыделения, так и вследствие большей' текучести. Прим. ред.
5 Индекс вязкости есть относительная величина, показывающая степень изменения
вязкости масла в зависимости от температуры по сравнению со степенью изменения вязкости
эхалонных масел. Прим. ред.
193
13 Бюссиен

ности. Масла из каменноугольной смолы имеют очень крутую вязкостно-
температурную кривую; масла из нефтяного сырья асфальтового или
нафтенового основания обладают меньшей склонностью к изменению вязкости;
масла из чисто парафинового сырья (например, из пенсильванской нефти)
имеют наилучшие вязкостно-температурные свойства. Надо сказать, что
удалось получить синтетические масла, превосходящие по
вязкостно-температурным свойствам все известные натуральные масла и их составные части.
Однако способность масла образовывать прочную пленку, не
поддающуюся выдавливанию или отрыву от смазываемой поверхности, важнее всех
его свойств, связанных с вязкостью. Совокупность свойств, определяющих
прочность масляной пленки, принято называть маслянистостью. Понятие
маслянистости до сих пор не имеет достаточно точного научного определения,
и нет метода непосредственного ее измерения. Известно, что, например, глубоко
очищенные белые масла (медицинское, парфюмерное), состоящие в основном
из парафиновых углеводородов, обладают очень плохой маслянистостью,
а масла из пенсильванской парафинистой нефти, прошедшие умеренную
очистку, и масла из нафтенового сырья имеют хорошие смазочные свойства.
Высокой маслянистостью обладают растительные и животные жиры
(касторовое масло, говяжье сало).
Снятие стружки
Снятие стружки на металлорежущих станках с помощью режущего
инструмента сопровождается сильным трением, вследствие чего при этом
часто требуются охлаждение и смазка. Имеются процессы механической
обработки металлов (например, при изготовлении штампов), в которых
смазка вообще не применяется. Для мелких деталей, изготовляемых на
автоматах, используют специальные автоматные стали, содержащие свинец;
эти стали «самосмазываются», поэтому облегчается процесс образования
стружки.
При резании роль смазки сводится к предотвращению мгновенных
локальных «схватываний» материала изделия и режущего инструмента. Для этого
могут применяться охлаждение (струя холодного воздуха, глубокое
охлаждение смазки, подводимой к резцу) и смазки, обладающие соответствующими
свойствами. Введением в такие смазки серы, полярных соединений и
подобных веществ достигают образования исключительно прочных масляных
пленок и защитных слоев, противостоящих возникновению непосредственного
контакта металлических поверхностей, вызывающего местное «схватывание».
Широкое распространение имеют водо-масляные эмульсии, так как вода
вследствие очень высокой теплоты испарения обладает сильным охлаждающим
действием.
ВИДЫ СМАЗКИ
Сухое трение, или «самосмазка»
Сухое трение подчиняется закону Кулона. Все материалы при сухом
трении проявляют свойственные им качества. В зависимости от сочетания
свойств трущихся материалов, сухое трение может оказывать большее или
меньшее сопротивление. По одной из теорий это связано с гармоничностью
или дисгармоничностью колебаний молекул. Опытным путем подобраны пары
материалов, работающие с малым трением. С малым трением работает,
например, чугун по чугуну и чугун по меди; медь по меди — с большим
трением. При содержании в чугуне графита трение уменьшается.
Известно, что высокий коэффициент трения обусловлен возникновением
кратковременных местных нагревов, которые вызывают моментальную
локальную сварку неровностей трущихся поверхностей. При дальнейшем
движении сварившиеся неровности обрываются, что при обрыве не по местам
сварки может вести к увеличению шероховатости поверхностей. Материалы,
не склонные к взаимному «смачиванию» при высоких температурах, т. е.
194

не склонные к свариванию, дают малый коэффициент трения (например
сталь по стеклу). Исходя из этого, изыскивали средства, понижающие
склонность материалов к заеданию при трении или вообще исключающие
возможность заедания. Хорошим и давно известным из практики средством,,
уменьшающим трение железных деталей (особенно при высоких
температурах), является сера. Элементарная сера вступает в соединение с металлом?
и образует слой серных соединений железа, защищающий от
непосредственного контакта, сопровождающегося местным свариванием неровностей
поверхностей трения.
Твердые смазки
Твердые смазочные материалы могут: 1) изменять свойства трущихся
поверхностей одного или обоих тел пары трения, вследствие чего
затрудняется или делается невозможным локальное сваривание микронеровностей,
и 2) разделять трущиеся поверхности двух твердых тел третьим, допускающим-
легкое скольжение и предотвращающим непосредственный контакт.
Как уже упоминалось, хорошей смазкой для железа и медных сплавов
является сера и ее соединения. При смазке серой происходит изменение
свойств поверхностей трущихся тел.
Смазочное действие коллоидального графита основано на его способности
образовывать на металлических поверхностях тончайшие адсорбированные
слои, предотвращающие контакт и сваривание металлов; кроме того, графит
имеет чешуйчатую структуру, при которой происходит скольжение. Грубо
говоря, нечто подобное делают, применяя тальк для предупреждения
слипания резиновых изделий.
С помощью фосфатирования поверхности стальных деталей насыщаются
кристаллами железофосфорных соединений, имеющих очень высокие
смазочные свойства. В связи с этим фосфатирование является хорошим
средством, облегчающим процессы волочения и холодной штамповки из
железного листа.
При эксплуатации автомобилей эти факты воздействия на трущиеся
поверхности используются путем добавления присадок к смазочным маслам,
приводящих к образованию противозадирных пленок.
Переход на твердые смазки в двигателях можно рассматривать лишь
как перспективу *.
Консистентные смазки
Различают безводные смазки и смазки, содержащие воду. Те и другие*
смазки при нормальной температуре имеют густую консистенцию
(мазеобразны), некоторые из них (смазки для подшипников, работающих при
повышенных температурах) остаются густыми при нагревании до 100° С и даже
выше. Безводные смазки чаще всего представляют собой минеральные масла*
загущенные мылами. Мыла — это соли органических кислот, которые
получают из растительных и животных жиров, а в последнее время и из
синтетических продуктов. Мыла содержат золу2, так как они имеют в своем составе
неорганическое вещество (кальций, натрий, калий и другие металлы).
Кроме того, имеется группа эмульсионных смазок, представляющие
собой водо-масляные эмульсии, стабилизированные беззольными
эмульгаторами. Они содержат около 50% воды и совершенно беззольны.
Смазки, изготовленные на основе известковой воды, образуют
абразивные осадки.
Разработано очень много различных специальных смазок (для водяных,
насосов двигателей с водяным охлаждением, для сцепления, для цепей мото~
1 В настоящее время в этом направлении появились новые широкие возможности в связк*
с применением двусернистого молибдена, отличающегося превосходными смазочными
свойствами в самых разнообразных состояниях и условиях. Прим. ред.
2 Исключение составляют только аммониевые мыла.
13* 195.

циклов и для многих других специальных целей), но до сих пор не удалось
установить какие-либо точные количественные показатели, определяющие
качество смазок.
Жидкие смазки
Подшипники скольжения обычно смазываются жидкими смазочными
маслами. Для подшипников качения в зависимости от различных условий
могут применяться как смазки (особенно вазелины), так и чистые
минеральные масла. Поскольку подшипники качения вообще должны были бы
работать без какой-либо смазки (всякая смазка лишь препятствует качению),
не приходится удивляться недостаточной разработке вопросов смазки этих
подшипников. В перспективе следует ожидать перехода на сухие смазки,
которые выгодно отличаются от лШдких тем, что они не препятствуют
свободному качению.
В наиболее благоприятных условиях жидкая смазка может образовывать
между трущимися поверхностями ламинарный или турбулентный слой.
Было бы, однако, значительно лучше, если бы молекулярное строение обоих
трущихся материалов или действие адсорбированных на поверхностях
газовых слоев допускало движение с относительно малым трением *.
К сожалению, на практике, как правило, мы имеем дело с иными условиями,
требующими применения жидкой смазки в основном для уменьшения потерь
энергии на трение и изнашивания трущихся поверхностей.
Смазочные материалы растительного и животного происхождения (такие,
как сало, оливковое и касторовое масло и др.) являются одними из лучших
смазочных средств, если говорить только о смазочных свойствах и не касаться
других качеств, которые, к сожалению, у этих веществ неудовлетворительны.
Прежде всего надо отметить их коррозионную агрессивность по отношению
к металлам и склонность к осадко- и смолообразованию, которые не
позволяют применять такие смазки в современных машинах и тем более в
двигателях. Кроме того, препятствием к использованию растительных и
животных жиров, например касторового масла, в качестве моторных масел является
то, что они при сгорании образуют трудно растворимые, клейкие отложения,
вызывающие закоксовывание поршневых колец, и придают отработавшим
газам дурной запах.
Высокая смазочная способность животных и растительных масел
объясняется их коррозионной активностью. Так как эти смазочные вещества
химически взаимодействуют с материалами трущихся деталей,
образованная ими масляная пленка прочно сцепляется со смазываемыми поверхностями
и не выдавливается даже при очень высоких удельных давлениях. В этом
заключается основа хороших смазочных свойств любых смазочных веществ.
Прочная масляная пленка может быть образована только смазкой,
содержащей поверхностно активные, полярные соединения или другие
химически активные вещества. Поэтому хотя сало, оливковое масло, касторовое
масло и тому подобные масла в настоящее время почти не применяются в
качестве смазочных материалов, природа их отличных смазочных свойств
изучена и принцип действия полярных соединений широко используется.
Основой высоких смазочных свойств наших лучших минеральных масел является
присутствие в них масляной кислоты, нафтеновых кислот и ряда других
коррозионно агрессивных соединений.
Помимо химической основы смазочного действия жидких смазок, особого
внимания заслуживает физическая сторона этого действия. В подшипнике
скольжения вследствие насосного действия вращающегося вала возникает
высокое давление и вал как бы всплывает на масляном клине.
1 Для очень быстроходных машин (более 10 000 об/мин) такая воздушная или газовая
смазка применима.
J96

Выше уже упоминалось, что применение высоковязких масел
нерационально. Кроме того, высокая вязкость масла при нормальной температуре
ничего не говорит о его качествах, так как не известен характер изменения
вязкости в зависимости от температуры. Следовательно, можно рекомендовать
маловязкие масла, у которых с повышением температуры вязкость снижается
незначительно (т. е. они имеют высокий индекс вязкости).
Предпринимались попытки придать минеральным маслам высокую
смазочную способность, которой обладают растительные и животные масла.
Другие положительные свойства минеральных масел не должны были при
этом ухудшаться. Так возникла присадка «Derizin», изготовляемая путем
окисления касторового масла. Эту присадку добавляют к
высококачественным маслам для повышения маслянистости, но при этом не ухудшаются
другие качества масел.
Смазки для тяжело нагруженных механизмов
Как уже упоминалось, высокие смазочные свойства всякой смазки
неотделимы от ее коррозионного действия. Чем тяжелее условия работы, чем
выше удельные давления, тем более вероятна коррозия. К числу наиболее
тяжело нагруженных механизмов относятся передачи задних мостов
автомобилей (со спиральными шестернями и гипоидные). Для смазки таких
механизмов стали применять рыбий жир и т. п., так как никакие масла
не удовлетворяли таким высоким требованиям. Это привело к созданию
специальных масел для тяжело нагруженных механизмов, которые вследствие
наличия в их составе хлора, серы, фосфора и других веществ корродируют
поверхности в той мере, насколько это необходимо для предотвращения
заедания при высоких нагрузках. Такие же вызывающие коррозию присадки,
но в меньших количествах, содержат и дизельные масла для тяжелых
условий работы, и премиальные масла для карбюраторных двигателей.
МАСЛЯНЫЕ ФИЛЬТРЫ
Вследствие применения в большинстве автомобильных двигателей
циркуляционной системы смазки требуется создание условий для регулирования
температуры подаваемого в магистраль масла и его надежной очистки от
всевозможных примесей. Если масло имеет недостаточно высокую температуру,
оно с трудом продавливается в зазоры и плохо разбрызгивается; если
температура масла слишком высокая, нарушается нормальный теплоотвод от
трущихся поверхностей. Поэтому необходимо поддерживать оптимальную
температуру масла. Масло должно быть очищено от примесей, т. е. имеется
в виду, с одной стороны, химическая чистота (отсутствие кислот, асфальто-
смолистых соединений и т. п.), с другой стороны, физическая чистота
(отсутствие продуктов износа, пыли и других абразивных частиц).
Циркулирующее в двигателе масло очищается масляными фильтрами.
В связи с возникновением автострад автомобильные двигатели стали длительное время
работать на высоких скоростных и нагрузочных режимах, что прежде не было типичным.
Поэтому возникло новое понятие стойкости при продолжительном движении. При нагреве
масла в подшипнике выше 100° С прочность масляной пленки (у обычных масел) начинает
становиться недостаточной. Зольность масла вследствие этого начинает быстро повышаться
(накопление продуктов износа), и нередко наблюдается выплавление шатунных подшипников.
Масляные радиаторы на автомобилях получили широкое распространение лишь в связи с
расширением сети автострад, где двигатели длительное время работают на повышенных тепловых
режимах. В этом смысле смазка топливно-масляной смесью, применяемая в двухтактных
двигателях, имеет преимущества.
С другой стороны, высокая температура масла полезна, так как с повышением
температуры снижается вязкость и, следовательно, снижаются потери на трение. Кроме того, при
высоких температурах из масла улетучиваются хвостовые фракции топлива. Оптимальная
температура масла около 70° С.
Сильная вентиляция картера способствует старению масла. Создание небольшого вакуума
в картере полезно с точки зрения улучшения условий работы масла и предотвращает
подтекание через уплотнения коленчатого вала. В связи с переходом на герметизированную систему

охлаждения, допускающую повышение температуры воды до 110° С (избыточное давление
около 0,5 кг/см2), рекомендуемый предел нагрева масла не изменился (100° С). В США считают
.нормальной температуру масла 160—250° F (100—160° С), что можно объяснить
сравнительно низкой загрузкой американских двигателей, имеющих большие запасы мощности.
Для современных, изготовленных с высокой точностью двигателеш
необходима тонкая очистка части потока масла. Конструкции фильтров тонкой
очистки чрезвычайно многообразны (фиг. 11).
Находят применение сетчатые фильтры тонкой очистки, в которых масло
просачивается между сложенными пакетом бумажными пластинками, а потом
^проходит сетку. В адсорбционных фильтрах масло очищается с помощью
Вход
Фиг. 11. Шланговый
фильтр.
От масляного насоси
Фиг. 12. Щелевой фильтр:
/ — картер двигателя.
адсорбентов (активированный уголь, отбеливающие земли, активированная
слина и другие фильтрующие массы *). Следует заметить, что
адсорбционные фильтры, к которым в известной мере относятся и бумажные фильтры 2,
могут не только очищать масло от вредных примесей, но и частично
отфильтровывать добавляемые к маслам присадки и содержащиеся в масле
полезные компоненты.
Помимо бумажных фильтрующих элементов, применяют элементы (фиг. 12), изготовленные
«из набора латунных пластин, имеющих неровности определенной высоты, образующие щели
{щелевой фильтр, аналогичный топливным фильтрам карбюраторных двигателей).
В настоящее время нет никакой уверенности в том, что тончайшая очистка масла
безусловно полезна и что она не приводит к нежелательным последствиям.
Во всех фильтрах должен быть отстойник для осаждения воды и шлама. В газовых дви-
сателях с большим успехом применяют центрифуги. Подробнее о фильтрах см. специальный
раздел (том II).
В настоящее время в отдельных случаях применяют магнитные фильтры.
Они выполняются в виде магнитных пробок или подковообразных магнитов
да материалов, обладающих сильным остаточным магнетизмом. Такие
фильтры улавливают из масла все содержащие железо или другие магнитные
яастицы и удерживают их на себе. Попутно они оказывают еще одно полез-
1 В последнее время для тонкой очистки масла применяются реактивные масляные
центрифуги. Прим. ред.
2 В бумажных фильтрах (а также и в отечественных картонно-щелевых фильтрах АСФО)
^своеобразным «адсорбирующим» веществом являются осадки, извлеченные из масла в первый
период работы фильтра и соприкасающиеся в дальнейшем с потоком фильтруемого масла.
Прим. ред.
198

ное действие: задерживают другие посторонние примеси, сцепляющиеся
с магнитными частицами (например, волокна).
Масляные фильтры могут быть включены последовательно
(полнопоточные фильтры) и параллельно (фильтры, пропускающие часть масла). Более
надежна полнопоточная фильтрация, но при применении того и другого
фильтров необходим перепускной канал, питающий главную магистраль,
помимо фильтра, когда последний вышел из строя. Смазка нефильтрованным
маслом причинит меньше вреда, чем отсутствие смазки.
Масло должно иметь возможно больший срок службы. В
действительности масло довольно быстро расходуется. Часть масла сгорает и безвозвратно
теряется, другая часть сливается из двигателя при смене масла, так как его
качество становится неудовлетворительным. Правда, остается до сих пор
неясным, увеличен ли срок смены масла в той мере, в какой повышено
качество изготовления двигателей и масел. В настоящее время менять масло
нужно после пробега автомобилем нескольких тысяч километров. Дешевле
заменить работавшее масло свежим, чем оплачивать ремонт машины,
связанный с применением недоброкачественного масла.
В зимних условиях большую роль играет разжижение масла топливными
фракциями, выкипающими при высокой температуре; в летнее время
усиливается загрязнение масла дорожной пылью, так как воздушные фильтры
не обеспечивают полной очистки воздуха, но при всех условиях старение
масла неизбежно происходит вследствие воздействия на него пламени и
горячих газов, окисления кислородом воздуха и т. д. Поэтому до сих пор никакие
фильтры не заменяют собой смену масла х.
В двухтактных двигателях расход масла обычно составляет 4% к расходу
топлива. Для четырехтактных двигателей расход масла (включая и смену)
в среднем составляет 2—3% к расходу топлива.
ИСТОЧНИКИ ПОЛУЧЕНИЯ И ПРОИЗВОДСТВО СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Получение масел из нефти
Главным источником для получения смазочных масел является нефть.
Нефть содержит ценные смазочные вещества — углеводороды. Наиболее
ценным масляным сырьем считаются парафинистые нефти, как, например,
пенсильванские. Однако русские и румынские нефти нафтенового основания
считаются также весьма ценным масляным сырьем. Синтетические смазочные
масла превосходят по качеству все известные масла из нефтяного сырья или
их составные части. Поскольку такие искусственные масла еще очень дороги,
теперь, как и прежде, предпочитают масла, изготовленные из нефти.
При производстве всяких смазочных материалов, особенно смазочных
масел из нефти, важно отделить полезные смазочные вещества от попутных
соединений, ухудшающих качество масла, но так, чтобы не терялась и не
портились соединения, входящие в основу масла.
Как и при производстве топлив, разделение нефти на фракции путем
перегонки (фиг. 13) играет в масляном производстве большую роль,
но поскольку температуры перегонки масел высоки, а при высоких
температурах, как известно, начинается термическое разрушение углеводородных
молекул, применяют ввод водяного пара и вакуум как средства снижения
температуры перегонки. Несмотря на это, остаток от перегонки еще может
быть использован для производства масел 2.
1 Следует заметить, что в двигателе при работе в течение 100—200 час. изменение
химического состава хорошо очищенного, содержащего антиокислительную присадку масла
сравнительно невелико. Прим. ред.
2 По этому признаку масла делятся на дистиллатные и остаточные. В настоящее время,
благодаря использованию глубокого вакуума и других средств, удается даже высоковязкие
масла получать как дистиллатные (т. е. путем перегонки). Прим. ред.
199

с
7
з%-
A
i
i
/
n
1
*
i
i
f'\
Л
<^2
syA+18
/]
500
300
200
100
0 10 20 30 <+0 50 60 70 80 90%
Фиг. 13. Выход различных продуктов
при перегонке базовой смеси нефтей:
/ — атмосферная перегонка; 2 — вакуумная
перегонка; 23% — бензин; 9% —
осветительный керосин; 20% — газойль; 18% —
смазочные масла; 18% — цилиндровые масла;
12% — остаток.
Остаток от перегонки наряду с соединениями, являющимися
желательными составными частями смазочных масел, содержит асфальто-смолистые
и многие другие вещества, присутствие которых в смазочных маслах
нежелательно. Прежде для очистки масел обычно применяли концентрированную
серную кислоту. При очистке серной кислотой все легко реагирующие,
подлежащие удалению из масла
соединения сульфируются и переходят в
кислый гудрон. Наряду с этим способом
очистки применяют адсорбционную
очистку отбеливающими землями,
активированным углем и другими
адсорбентами. Однако несколько лет
назад был найден более эффективный
способ очистки масел. Он состоит
в обработке масляного сырья
растворителями. При современной очистке масло
подвергают одновременной обработке
двумя селективными растворителями,
из которых один исключительно
хорошо растворяет вредные примеси,
а другой — желательные компоненты
масла (дуссоль-процесс). Например,
крезол преимущественно растворяет
вредные асфальтовые соединения, а
жидкий пропан и бутан (сжиженный
газ) являются прекрасными
растворителями желательных компонентов масла.
Обработкой холодом масла освобождают от избыточного содержания
парафина, наличие которого вызывает повышение температуры застывания масел
и поэтому нежелательно. Применяемая иногда добавка к маслам присадок,
улучшающих цвет и даже запах масла, совершенно не оправдана.
Деструктивная переработка масляного сырья
В то время как перегонка и очистка направлены на извлечение из
масляного сырья имеющихся в нем готовых смазочных веществ, новые способы
производства масел имеют целью преобразование содержащихся в сырье
соединений. Для этой цели может быть применено гидрирование под высоким
давлением. Другим важным процессом является применяемая в течение ряда
лет фирмой Shell вольтолизация, состоящая в обработке смазочных масел
тихим электрическим зарядом. Этим достигается получение новых ценных
свойств масел *.
Получение синтетических масел
Смазочные масла могут быть получены синтезом, например из окиси
углерода и водорода. Удалось получить масла, превосходящие по качествам
все встречающиеся в природе натуральные продукты. Ценнейшие
синтетические смазочные вещества можно получать из нафталина с помощью хлорно-
алюминиевого катализатора.
Присадки к смазочным маслам
Смазочные масла, полученные из нефти, обладают многими ценными
свойствами. Чтобы добиться получения масел оптимальных качеств, необходимо
правильно выбрать метод и глубину очистки. Излишне глубокая очистка
может значительно ухудшить качества масла. Однако высококачественные
1 Вольтолизации могут подвергаться как минеральные, так и животные или
растительные масла. Небольшое содержание вольтолей повышает уровень вязкости и индекс вязкости,
снижает температуру застывания и даже улучшает смазочные свойства масел. Прим. ред.
'£00

масла получают не только путем оптимальной очистки, но и добавкой в
готовые масла сравнительно небольших количеств присадок (до 4—5%) \
улучшающих положительные свойства масел и даже придающих им совершенно
новые ценные свойства.
В чистом, т. е. не содержащем присадок, смазочном масле содержится
очень небольшое количество веществ, обусловливающих прочное сцепление
масляной пленки с поверхностью, уменьшение снижения вязкости при
высоких температурах или предотвращение слишком быстрого загустевания при
низких температурах и т. д. Присадки могут влиять на самые разнообразные
свойства масел. Присадка оппанол, например, улучшает индекс вязкости
(т. е. вязкостно-температурные свойства масла); присадка парафлоу снижает
температуру застывания (т. е. улучшает свойства масла при низкой
температуре). Аналогичное влияние на свойства масел при низкой температуре
оказывает натуральный и синтетический каучук 2 некоторых видов.
Известно, что смазка тесно связана с коррозионными явлениями
Достаточно прочное сцепление масляной пленки с металлической поверхностью
может быть достигнуто только за счет хотя бы слабой коррозии.
Приводящее к заеданию трущихся поверхностей местное сваривание
микронеровностей можно предотвратить с помощью преднамеренно создаваемых
коррозионных пленок^ Для этого может быть использована сера, являющаяся
широко распространенным средством против заедания стальных деталей.
Коллоидальный графит также предотвращает контакт микронеровностей,
образуя прочные слои на трущихся поверхностях за счет сцепления с
поверхностями, а не химического воздействия на металлы. В присадках, кроме
серы, широко используются различные фосфорные соединения.
Из полезных полярных соединений следует упомянуть масляные и
нафтеновые кислоты.
Кроме того, имеются присадки, нейтрализующие коррозийно
агрессивные кислые продукты, образующиеся от сгорания содержащейся в
топливе серы или от избытка выносителя в этилированных бензинах.
Многие присадки обладают моющим действием. Они растворяют нагар
и суспендируют шлам, чем предотвращается нарушение нормальной
работы двигателя вследствие отложений на деталях. Имеются присадки,
которые защищают детали от коррозии путем образования защитных
пленок. В настоящее время область применения присадок стала
чрезвычайно широкой, а сами присадки многочисленны и многообразны.
Механизм действия многих присадок изучен мало. Вообще в этой области еще
очень много неясного. Все-таки можно утверждать, что за счет
добавления присадок типа HD и Premium достигнуто существенное улучшение
эксплуатационных свойств масел.
Так как двухтактные двигатели с подшипниками качения при известных
условиях сильно подвержены коррозии, для них были созданы специальные
«самосмешивающиеся» масла, содержащие антикоррозийные присадки.
Силиконы
До сих пор углеводороды считают самыми лучшими смазочными
веществами, хотя известны и другие прекрасные смазочные материалы, как твердые
(графит, фосфорные соединения железа, тальк)3, так и жидкие (вода —
прекрасная смазка при трении резины; это свойство воды использовано в
некоторых лабораторных аппаратах).
1 Некоторые присадки добавляются в значительно больших количествах (до 15—17%),
Прим ред.
2 Известны и другие депрессантные присадки, в частности сантапур. Прим. ред.
3 Чрезвычайно высокими смазочными свойствами обладает двусернистый молибден*,
Прим. ред.
201

Из смазочных веществ, которые в настоящее время можно рассматривать
как перспективные на ближайший период, следует назвать силиконы *. Они
представляют собой жидкие или полужидкие вещества, обладающие
высокими смазочными свойствами. Силиконы — это органические соединения
кремния, по структуре подобные углеводородам; отличительной
особенностью силиконов является высокая в сравнении с углеводородами
термическая стабильность. Стоимость силиконов еще настолько высока, что они
не могут широко применяться для эксплуатации автомобильных двигателей.
В будущем, вероятно, появятся силиконовые смазки для двигателей,
но прежде предстоит решить проблему удаления золы, образующейся от
сгорания силиконов (при сгорании органической части остается абразивный
кварц).
Растительные и животные масла
Известно, что растительные и животные жиры обладают значительно
лучшими смазочными свойствами, чем ныне применяемые моторные и другие
масла из нефтяного сырья. Однако масла растительного и животного
происхождения не применяются в двигателях. Главным препятствием к их
использованию в качестве моторных масел является недостаточная термическая
стабильность. При высоких температурах эти масла легко разлагаются и
образуют липкие отложения, вызывающие закоксовывание поршневых колец
и другие неполадки. Кроме того, при работе на растительных и животных
маслах двигатели сильнее дымят и отработавшие газы приобретают
неприятный запах. Несмотря на это, касторовое масло и растворимые в
углеводородах продукты его переработки находят некоторое применение. Касторовое
масло часто используется для смазки двигателей гоночных автомобилей.
Лучшая смазочная способность животных и растительных масел
объясняется более высокой, по сравнению с минеральными маслами,
коррозионной активностью и, следовательнс, более прочным сцеплением с
поверхностью масляной пленки. Хотя над растительными и животными маслами
для автомобилей работали много, до сих пор не удалось добиться
экономически целесообразного их использования.
Твердые смазки
Смазки применяются для уменьшения трения между движущимися
деталями (обычно металлическими). Роль смазки могут выполнять не только
жидкие вещества. Осуществление смазки твердым веществом — мечта многих
конструкторов. Имеется опыт использования коллоидального графита, талька
и подобных веществ. К сожалению, использование твердых смазок еще
ограничено.
Консистентные смазки
Применение консистентных смазок для автомобилей получило
распространение на базе опыта их использования в других отраслях
машиностроения. В настоящее время стали отказываться от смазки узлов шасси
автомобилей смазками, загущенными мылами. Теперь все чаще применяют
централизованную систему смазки маслом. Напротив, для сальников водяных
насосов консистентных двигателей теплостойкие смазки пока почти незаменимы2.
Хорошим смазочным материалом для подшипников качения
электрических машин является вазелин.
Для часовых механизмов, тахометров и других подобных приборов
наилучшей смазкой является масло, получаемое из костей животных.
1 Кроме силиконов, определенный интерес представляют фтороуглеродные соединения,
отличающиеся от соответствующих углеводородов более высокой термической стабильностью,
«о худшими вязкостными свойствами. Прим. ред.
2 Для приготовления смазок используются главным образом мыла следующих металлов:
Na, К, Са, Mg, Al, Ba и Li; смазки, приготовленные на мылах последних, наиболее дороги,
мо обладают наилучшими качествами
202

Почему масло в двигателе не сгорает?
В действительности масло в двигателе сгорает. В двухтактных
карбюраторных двигателях, смазываемых топливно-масляной смесью, это неизбежно,
так как 4% масла добавляется непосредственно к топливу и вместес ним
испаряется и сгорает. Но и в двигателях с циркуляционной системой смазки
происходит испарение масла при разбрызгивании и сгорание некоторой его части.
Как известно, между тепловым состоянием двигателя, его регулировкой,
техническим состоянием и характером рабочего процесса, с одной стороны,
и свойствами смазочного масла, с другой стороны, есть определенная связь.
Если карбюраторный двигатель переохлажден, а карбюратор
отрегулирован для работы на богатой смеси, количество масла в картере при работе
довольно быстро увеличивается вследствие поглощения картерным маслом
около 10% наиболее тяжелых, хвостовых фракций топлива. Наоборот, при
поддержании высокой температуры масла в картере и регулировке
карбюратора для работы на бедной смеси количество масла в картере заметно
уменьшится. Сначала это уменьшение идет быстро вследствие испарения
хвостовых фракций топлива, но и после их полного удаления уменьшение
количества масла в картере продолжается. Совершенно ясно, что здесь
происходит не сгорание, а испарение масла, так как в камере сгорания нет
избыточного кислорода *.
В дизелях с циркуляционной смазкой условия работы масла несколько
отличаются. В камере сгорания дизеля всегда имеется избыток кислорода,
а поэтому наиболее легко сгорающие части масла сжигаются при
непосредственном соприкосновении с пламенем. Итак, масло, работавшее в
карбюраторном двигателе, обычно бывает разжижено хвостовыми фракциями
топлива; у дизельного масла повышается вязкость с увеличением срока работы
в двигателе. Повышению вязкости дизельного масла способствует
загрязнение его продуктами неполного сгорания топлива (сажей). Известно, что сажа
легко образуется в камере сгорания дизеля или за счет местного
переобогащения, или за счет превышения предела дымления при высокой нагрузке.
Наоборот, в карбюраторном двигателе сажа может образовываться только
при очень грубом нарушении регулировки, а небольшое переобогащение смеси
приводит лишь к образованию бесцветной и ядовитой окиси углерода, не
влияющей на качества масла.
Смазочные масла, конечно, могут быть использованы как топливо для
двигателей внутреннего сгорания. В калоризаторных двигателях и в дизелях
некоторых типов (в противоположность двигателям, работающим на легком
топливе) сжигание масел вообще не встречает каких-либо особых трудностей.
Следовательно, масло может сгорать в двигателе. Почему же в таком
случае в обычных условиях применения масла его угар так мал? Причина этого
очень проста, но редко разъясняется. Дело заключается в относительно малой
поверхности масла, соприкасающейся с воздухом. Даже тяжелые масла
в мелкораспыленном состоянии легко воспламеняются и сгорают.
Распыленное форсункой дизельное топливо легко зажигается от спички. Но в
двигателе масло не распылено, а находится на поверхностях в виде пленки. Поэтому
угар масла в двигателе довольно мал.
Улучшение вязкостных и вязкостно-температурных свойств масел
Представляет интерес собственно смазочное действие смазки, т. е. чисто
физическое (механическое) действие ее, выражающееся в уменьшении трения.
Уменьшение трения при использовании жидкой смазки достигается заменой
трения твердых тел трением внутри жидкостной пленки. В зависимости
1 Кроме испарения и сгорания, может происходить термическое разложение смазочного
масла. При распаде крупных углеводородных молекул веществ, входящих в состав масла,
образуются более легкие молекулы, которые могут частично испаряться, частично полиме-
ризовываться и входить в состав отложений, образующихся на поршне и других горячих
деталях. Прим. ред.
203

от режима работы это может быть или простое скольжение слоев, или своего
рода качение, если рассматривать вихри, как шарики «гидравлического»
шарикоподшипника. Поведение смазки с чисто механической точки зрения
зависит только от ее физических свойств.
Огромное влияние на смазочное действие всякой смазки оказывает ее
физическая структура. Процесс ее улучшения принято называть структурным
облагораживанием.
Смазочные масла жидки. Мерой их текучести служит вязкость, которую
можно достаточно точно измерять в специальных приборах. При измерениях
вязкости, однако, совершенно неожиданно обнаружилось, что первое
определение вязкости дает заметно большую величину, чем последующие
определения. Вязкость масла в состоянии покоя увеличивается. При движении
увеличение вязкости исчезает. Это необыкновенное явление называют тиксо-
тропией1. Она наблюдается у многих жидкостей и смесей (цементный раствор).
Интересно, что имеется и обратное явление — повышение вязкости при
перемешивании, называемое реопексией.
Снижение вязкости масел после перемешивания объясняется тем, что
в масле присутствуют некоторые вещества, которые в состоянии покоя
образуют похожую на соты структуру и этим повышают вязкость масла. Поэтому
это явление называется структурной вязкостью.
Известно, что при слишком глубокой очистке масла теряют свое
ценнейшее свойство — смазочную способность. Но известно также, что на характер
смазочного действия масла сильное влияние оказывают содержащиеся в нефти
в небольших количествах смолистые вещества. Эти вещества, кроме того,
влияют на вязкостно-температурные свойства масла, на индекс вязкости,
характеризующий степень снижения вязкости масла при повышении
температуры. Таким образом, вследствие очистки масла улучшаются одни его
свойства и ухудшаются другие. В связи с этим были разработаны специальные
присадки, резко улучшающие индекс вязкости и низкотемпературные
свойства масел. Присадкой, улучшающей индекс вязкости, является
высокомолекулярное соединение оппанол. Для понижения температуры застывания
масел применяются различные присадки (например, парафлоу).
Различные новые присадки к смазочным маслам, улучшающие смазочную
способность масел, растворяющие и поддерживающие в мелкодисперсном
состоянии углеродистые частицы и выполняющие некоторые другие функции,
Также могут рассматриваться как средства структурного облагораживания
масел.
Зависимость вязкости от различных факторов систематизирована в табл. 3.
Отработанное и регенерированное масло
Смазочное масло является материалом, который постепенно расходуется
в процессе эксплуатации. В четырехтактных двигателях расход масла
на угар составляет около 1 % к расходу топлива, но после пробега нескольких
тысяч километров работавшее в двигателе масло подлежит полной замене
свежим2. Масло нужно сливать из прогретого двигателя, чтобы отработанное
масло стекло из всех застойных мест (для некоторых двигателей, имеющих
сложную форму картера, это особенно важно). Вопрос о целесообразности
1 Понимаемая под тиксотропией способность масел самопроизвольно восстанавливать
свою разрушенную структуру наиболее ярко проявляется у парафинистых масел главным
образом при низких температурах и у консистентных смазок даже при положительных.
Тиксотропия масел в условиях эксплуатации проявляется при пуске двигателей в зимнее
время. Прим. ред.
2 Следует иметь в виду, что как величина угара, так и срок смены масла в значительной
мере зависят от технического состояния двигателя и в первую очередь от износа цилиндров
и поршневых колец. Прим ред.
204

Таблица 3
Зависимость вязкости от различных факторов
Явление
Снижение
вязкости при
повышении
температуры
Повышение
вязкости под
давлением
Снижение
вязкости при высоких
скоростях
Повышение
вязкости при
движении
Повышение
вязкости Бри
длительном покое
Снижение
вязкости при
длительном покое
Немецкий термин
Temperaturver-
flussigung
Druckverfestigung
Fliepverflussi-
gung
Fliefiverfestigung
Ruheverfestigung
Ruheverfliissigung
Название, принятое
в специальной
литературе
_
—
Структурная
вязкость
Реопексия
Тиксотропия
Дилатация
Величина,
характеризующая данное
явление
Индекс вязкости
—
Вязкость,
измеренная при
переменной скорости
То же
Вязкость масла,
выдержанного в
покое
То же
Хзояктвп
* X С1 ^J CJ. IV J. Ч* £j
процесса
Статический
и
динамический
То же

Динамический
Статический
применения специальных промывочных жидкостей для более полного
удаления из двигателя отработанного масла и осадков еще окончательно не решен.
Во всяком случае промывка обычно применяемым для смазки двигателя
маслом лучше, чем промывка маловязкими маслами. При всякой смене масла
остается довольно большое количество отработанного масла.
Масло, слитое из карбюраторных двигателей, содержит несколько
процентов хвостовых фракций топлива и поэтому разжижено. Дизельные масла
после работы в двигателе загрязнены сажей и вследствие испарения и
выгорания из них наиболее легких фракций имеют повышенную вязкость. Все
отработанные масла содержат образующиеся при сгорании органические
и неорганические кислоты (серную и сернистую кислоту, образующуюся
от сгорания содержащейся в топливе серы, ив некоторых случаях также
соляную или бромоводородную кислоту, образующуюся при сгорании
этилированного бензина). Кроме того, отработанные масла загрязнены шламом и
содержат воду.
Несмотря на это, сжигать отработанные масла в топках
нецелесообразно, хотя faKoe их использование распространено.
Организационная сторона регенерации сводится к правильному сбору
отработанных масел, т. е. к сбору по сортам и условиям применения. Что
касается технологических трудностей, то они состоят главным образом
в опасности переочистки масла при регенерации. В процессе очистки
отработанного масла от вредных примесей (хвостовые фракции топлива, сажа,
асфальтовые вещества и т. п.) можно легко удалить присутствующие в масле
в очень малых количествах полезные вещества, оказывающие очень сильное
влияние на его свойства.
Регенерация отработанных масел с помощью простого отставания от воды
и шлама в подогреваемых отстойниках недостаточна. Регенерированные
таким способом масла не могут быть снова использованы в качестве масел для
двигателя. Для хорошей регенерации масел требуются специальное
оборудование и квалифицированные кадры.
205

Регенерация отработанных масел может быть рентабельна в крупных
хозяйствах, собирающих масла, работавшие в одинаковых условиях, и
регенерирующих их по определенной технологической схеме с применением
химических методов очистки г.
Маслянистость
Имеются различные машины для испытания масел. Из них наибольшего
внимания заслуживает четырехшариковая машина (фиг. 5), которая
позволяет производить измерения прочности масляной пленки. В этой машине
четыре стальных шарика трутся один о другой при наличии больших
давлений в местах контакта. Опыт ведут до заедания. Время до момента заедания
шариков тем больше, чем выше прочность пленки исследуемого масла.
Наилучшие результаты дают масла для тяжело нагруженных механизмов,
т. е. масла, образующие на поверхностях препятствующие свариванию
пленки. К ним относятся растительные и животные масла, осерненные масла
и масла, содержащие галогеноводородные кислоты и галогеноуглеродные
соединения. На этой машине можно показать интересный опыт, превращая
обычное смазочное масло в смазку для тяжело нагруженных механизмов
путем добавки небольшого количества четыреххлористого углерода или серы.
Масляный дым
У четырехтактных карбюраторных двигателей дымление,
связанное с попаданием масла в камеру сгорания, в настоящее время наблюдается
редко. Дымление обычно возникает при сильном износе цилиндров или
поршней. Попадание в камеру сгорания слишком большого количества масла
и его испарение приводят к появлению беловато-голубого дыма на выпуске
даже при работе на смесях нормального состава (у дизелей, кроме обычного
дымления от неполного сгорания топлива и упомянутого выше голубого
масляного дыма, может наблюдаться особенно хорошо видимый ночью белый
дым, появляющийся при неисправной работе форсунок).
Двухтактные карбюраторные двигатели, в которых смазочное масло
вводится в топливо, склонны к дымлению (особенно при резком увеличении
открытия дроссельной заслонки). Увеличение дымления при резко
переменных режимах в очень малой степени связано с конденсацией в картере и
главным образом объясняется выгоранием и испарением масла, находящегося
в нагаре на стенках выпускной системы.
Обкатка
В течение десятков лет применялась постепенная обкатка новых и
капитально отремонтированных двигателей. В течение периода обкатки (обычно
соответствует нескольким тысячам километров пробега) к топливу
добавляют масло, смену его производят чаще, стараются не давать двигателю
большую нагрузку и большое число оборотов коленчатого вала.
Применялись и ныне применяются специальные маловязкие «обкаточные масла»
с присадками.
В настоящее время обкатка имеет небольшое значение 2. Это является
результатом совместного влияния многих конструктивно-производственных
факторов.
Юбки поршней современных двигателей покрывают тончайшим слоем
коллоидального графита, олова и т. п., что предотвращает заедание поршней
1 В некоторых случаях к регенерации масел не прибегают, а собираемое на крупных
станциях обслуживания автомобилей отработанное масло направляют на
нефтеперерабатывающие заводы, где это масло в небольших количествах добавляется к основному масляному
сырью. Прим. ред.
2 Вопросы обкатки двигателей были подробно исследованы Н. П. Воиновым. В 1955 г.
редакция журнала «Вестник машиностроения» провела большую дискуссию о влиянии обкатки
на эксплуатационную износостойкость двигателей. Многие советские специалисты иначе
оценивают роль обкатки. Прим. ред.
206

и облегчает их приработку к цилиндрам. Хромированные поршневые кольца*
при работе в чугунных гильзах цилиндров не склонны к задирам и
работают с малым износом. Фирме Mohle удалось выполнить хорошо
удерживающее масло хромовое покрытие алюминиевого цилиндра. В таких
хромированных цилиндрах должны работать нехромированные поршневые кольца.
К числу мероприятий, уменьшающих значение обкатки, относится так
называемый Cadillac-процесс — метод стендовой обкатки двигателей, давно
применявшийся для серийных машин на заводах Opel, Mercedes и др.
Особенность этого метода состоит в том, что работающий на тормозном стенде
двигатель промывается горячим маслом, подаваемым под высоким давлением.
Из картера масло стекает в специальный бак, очищается
центрифугированием и вновь возвращается в масляную магистраль.
Этим методом достигается надежное удаление из двигателя остатков
формовочного песка, волокон, остающихся от обтирочного материала, и
продуктов износа, образующихся в процессе обкатки. Основное преимущество такого
способа стендовой обкатки новых двигателей состоит в том, что после нее.
не требуется обкатка на автомобиле. Установленные на шасси новые
двигатели могут практически сразу воспринимать полную нагрузку — они уже
обкатаны.
Закоксовывание поршневых колец, лакообразование, шлам и нагары
Причиной закоксовывания поршневых колец является отложение на них
и в канавках поршней липких продуктов окисления и полимеризации масла,
образующихся вследствие действия высоких температур. Большую роль
в этих процессах иногда играет содержащаяся в топливе сера. Если
количество отложений в зоне поршневых колец велико, а содержание серы в
топливе высокое, эти отложения упрочняются соединениями серы. В результате
образуются особенно вредные нерастворимые массы, довольно прочно зако-
ксовывающие поршневые кольца в канавках, и попытка снятия поршневого
кольца чаще всего кончается его поломкой.
Причины образования других вредных углеродистых отложений (лака,
нагара, шлама) аналогичны. В некоторых случаях нагарообразование
усиливается вследствие повышенного содержания смол и непредельных
углеводородов в топливе.
Лаковые отложения обычно бывают следующего элементарного состава:
2,5—6,0% Н; 70—78% С; 16—28% О.
Таким образом, при образовании отложений углеводороды теряют
водород и соединяются с кислородом, следовательно, происходит окисление.
Новые премиальные масла для карбюраторных двигателей и дизельные
масла для тяжелых условий работы не только не образовывают отложения
или по крайней мере замедляют их образование, но и могут
растворять уже имеющиеся в двигателе отложения. Поэтому при переводе
двигателя с обычного масла на премиальное или специальное дизельное масло
для тяжелых условий работы необходимо чаще промывать или менять
маспяный фильтр и чаще менять масло.
Смазка, добавляемая к топливу для улучшения условий трения
в верхней части цилиндра
Добавление некоторых количеств смазочных масел к топливам,
используемым в карбюраторных двигателях, применялось давно. При нормальной
регулировке карбюратора, обеспечивающей состав смеси, близкий к
теоретическому, поступающее с топливом масло не сгорает, а осаждается на
стенках и таким образом смазывает верхнюю часть цилиндра и поршня. В
двухтактных карбюраторных двигателях смазка осуществляется исключительно
маслом, растворенным в топливе.
Создано специальное масло (Speedoil и т. п.), имеющее малую вязкость
и обладающее нейтрализующим и моющим действием. При его применении
207

в тяжелых условиях эксплуатации (с напряженным режимом работы
двигателя) всегда получаются положительные результаты. В других случаях,
когда двигатель работает с малой или умеренной нагрузкой, действие масел
типа Speedoil практически не ощущается.
Для уменьшения износа верхней части цилиндров к топливам добавляли
небольшое количество коллоидального графита, но имеющийся опыт работы
не позволяет судить о целесообразности этого метода.
В дизелях сгорание происходит в окислительной атмосфере и применение
смазочных присадок к топливу в таких условиях, естественно, становится
нецелесообразным, так как масло будет полностью сгорать. Несмотря на это,
существует мнение, что некоторые присадки к дизельным топливам могут
быть полезны для улучшения смазки игл распылителей, облегчения их
движения, уменьшения закоксовывания отверстий распылителей и даже
постепенного растворения уже отложившихся на иглах и в корпусах распылите-
.лей смол.
Современные масла для двухтактных карбюраторных двигателей
Современные масла для двухтактных карбюраторных двигателей должны
«меть следующие свойства:
1) высокую растворяющую способность;
2) антикоррозионное действие;
3) способность хорошо самопроизвольно смешиваться с топливом.
Высокая растворяющая способность необходима этим маслам для
предотвращения загрязнения игольчатых подшипников смолами, содержащимися
в топливе. Повышение растворяющей способности достигается добавкой
маловязких индустриальных масел, керосина и т. п.
Добавкой маловязких компонентов одновременно добиваются
«самосмешиваемости масла». Предварительно разбавленное керосином или другим
маловязким продуктом масло можно заливать в топливный бак, не боясь,
что оно не смешается с топливом и осядет на дне.
Антикоррозионное действие этих масел имеет большое значение, так как
температура в картере часто бывает ниже точки росы (около 65° С), а в таких
условиях, как известно, конденсирующаяся влага при контакте с
прорывающимися через поршневые кольца газами образует кислоты, разъедающие
игольчатые подшипники и другие детали. При работе на этилированном
бензине опасность коррозии усиливается (временами наблюдался массовый
выход двигателей из строя). Антикоррозионные присадки надежно защищают
двигатель от неисправностей такого характера.
Масла с присадками, улучшающими маслянистость
Растительные и животные масла обладают очень высокой смазочной
способностью. Поэтому прежде для смазки гоночных автомобилей применяли
чистое касторовое масло. Практика показала, что касторовое масло не может
быть использовано в двигателях, так как продукты его окисления,
образующиеся под действием высоких температур, обладают коррозионным действием.
Но главная трудность использования растительных масел в качестве смазки
для двигателей состоит в их склонности к образованию трудно растворимых
липких отложений, вызывающих «схватывание» деталей при охлаждении
двигателя. Составление смесей касторового масла с минеральными маслами
невозможно, поскольку они взаимно нерастворимы. Однако с помощью
специальной тепловой обработки касторового масла получен продукт (Derizin),
растворимый в минеральных маслах. Derizin широко используется как при
садка к минеральным маслам для гоночных машин. К присадкам, повышаю*
щим маслянистость минеральных масел, можно отнести не только
растительные масла и животные жиры, но и масляную кислоту, нафтеновые кислоты
и подобные поверхностно активные вещества.
208

Вольтоль
Фирма Shell улучшает качество масел путем обработки электрическими
разрядами смеси минерального масла с жирами или парафином. Процесс
ведется под вакуумом при температуре около 70° С. В этих условиях
наблюдается сопровождающаяся выделением водорода полимеризация,
изменяющая характер углеводородов в желательном направлении.
Присадки
Под присадками понимают всякие добавляемые к смазочным маслам
вещества, улучшающие их свойства или замедляющие протекание вредных
процессов, вызывающих эксплуатационные трудности. Присадками могут
быть самые разнообразные вещества (например, Derizin, нафтенат свинца,
нафтеновые кислоты, их сложные эфиры и соли, соли металлов и т. д.).
Присадки классифицируют по их действию на свойства масел.
Функциональные присадки улучшают какое-либо одно свойство масла. Присадки,
улучшающие одновременно несколько свойств масла, называют
многофункциональными, или комплексными.
Можно назвать следующие наиболее распространенные виды присадок:
1) антиокислительные (гидрохинон, пирогаллол и т. д.);
2) антикоррозионные (фениламины);
3) депрессаторы (парафлоу);
4) присадки, улучшающие индекс вязкости;
5) противопенные (силиконы);
6) нейтрализующие (сложные эфиры, мыла);
7) присадки, улучшающие маслянистость (сложные эфиры нафтеновых
кислот);
8) присадки, улучшающие цвет (красители);
9) эмульгаторы шлама;
10) присадки к маслам для высоких давлений (трибутилфосфат).
К современным премиальным маслам для карбюраторных двигателей
и специальным дизельным маслам для тяжелых условий работы в отдельных
случаях добавляют еще в качестве присадок вещества совершенно иного
характера, некоторые из которых перечисляются ниже:
1) органические соединения серы;
2) соединения фосфора (трикрезилфосфат);
3) соединения, содержащие серу и фосфор;
4) производные аминов и фенола;
5) нафтенаты алюминия;
6) фенолстеараты кальция;
7) дихлоростеарат кальция;
8) алкилсалицилат кальция;
9) сульфонаты щелочно-земельных металлов;
10) органические соли бария, содержащие также серу;
11) сложные соединения цинка.
Надо заметить, что наличие золы и серы в присадках вообще
нежелательно, но преимущества, получаемые за счет присадок, перекрывают
вредное побочное действие золы и серы.
Вопросы производства присадок и их действия еще недостаточно
исследованы. В настоящее время эта область нефтехимического производства
переживает бурное развитие.
Трансмиссионные масла
Прежде для смазки трансмиссий автомобилей применяли смеси
высоковязких минеральных масел с консистентными смазками.
Высокую вязкость имело и загущенное каучуком или другими полимерами
трансмиссионное масло Ambroleum, ранее выпускавшееся специально для
14 Бюссиен 209

смазки агрегатов трансмиссий дизельных автомобилей большой
грузоподъемности.
Но уже много лет назад для смазки трансмиссий стали применять те же
масла, что и для двигателей. Часто агрегаты трансмиссии имели систему
циркуляционной смазки, общую с двигателем. В настоящее время
наблюдается тенденция к снижению вязкости масел, используемых для смазки
агрегатов трансмиссий.
Для тяжело нагруженных передач и задних мостов с гипоидными
передачами применяют специальные гипоидные масла, обладающие особыми
свойствами.
Масла для гидромуфт и тормозные жидкости
Для гидромуфт и гидропреобразователей используются маловязкие масла.
В качестве тормозной жидкости прежде применяли касторовое масло.
Широкое распространение получили смеси касторового масла с
глицерином, гликолем, их производными или с изобутиловым спиртом.
Жидкости для амортизаторов
Жидкости для амортизаторов являются сложными смесями. Раньше
одним из главных требований к амортизаторным жидкостям являлась
достаточная нейтральность в отношении резины. При современных качествах
специальных сортов резины это требование стало гораздо менее жестким.
Это замечание в равной мере относится и к гидротормозным жидкостям.
Масла для очистки, растворения ржавчины, защиты от ржавления
и антикоррозионные добавки к охлаждающей воде
Для мойки используют легкие индустриальные масла. Они применяются
при очистке наружных поверхностей пола кузова легковых автомобилей,
но иногда ими пользуются для чистки мотоциклов и кузовов грузовых
автомобилей.
Масла для растворения ржавчины, или так называемые «проникающие
масла» (Penetrationsole), обладают свойством проникать в зазоры и
растворять ржавчину. В их состав обычно входят тетралин, коллоидальный
графит и в некоторых случаях добавки, увеличивающие смачивающую
способность.
Масла, предохраняющие от ржавления, кроме того, содержат
нейтрализующие или пассивирующие компоненты.
Аналогичный состав, но с присадкой эмульгаторов, имеют добавки
к охлаждающей воде, предотвращающие коррозию.
СВОЙСТВА И МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ СМАЗОЧНЫХ МАСЕЛ
Свойства смазочных масел
Важные
Второстепенные
Вязкость
Вязкостно- температурные свойства (индекс
вязкости)
Низкотемпературные свойства (текучесть при
низкой температуре, температура
застывания)
Химическая структура (высокое
содержание водорода, т. е. парафиновые или
нафтеновые)
Прочность масляной пленки
(маслянистость)
Отсутствие корродирующего воздействия
Плотность (только для анализов)
Удельная теплоемкость (около 0,5)
Коэффициент объемного расширения при
нагревании (около 0,0007)
Цвет (улучшение добавкой красителей)
219

Продолжение
Важные
Второстепенные
Число омыления (показатель присутствия
органических жиров)
Химическая нейтральность (рН & 7)
Нейтрализующее действие
Отсутствие осадка
Малая зольность или отсутствие золы
Термохимическая стабильность
Малая коксуемость
Малая склонность к нагарообразованию
Малая вспениваемость
Малая склонность к образованию эмульсий
Малая склонность к образованию лака и
шлама
Хорошая моющая способность
Хорошая смачивающая способность
запах
для
Температура вспышки (только для анализов)
Температура воспламенения (только
анализов)
Теплотворная способность
Вязкость и индекс вязкости
Вязкость смазочных масел считается одной из важнейших их
характеристик. Однако это не совсем правильно, поскольку вязкость является
функцией условий, в которых работает масло, в частности, скорости.
Смазочное масло в зависимости от конкретных условий может вести себя
по-разному. Масляная пленка на зубьях шестерен, например, испытывает
нормальное давление и значение вязкости при этом значительно, а в
подшипниках скольжения, благодаря насосному действию вращающегося вала,
масло нагнетается в нагруженную область и воспринимает давление вала
почти независимо от вязкости.
Для измерения плотности масла служат ареометры (фиг. 14), а для
измерения температуры застывания — приборы, которые показаны на фиг. 15.
Для характеристики вязкости жидкостей приняты различные единицы
измерения. Наибольший интерес представляют значения кинематической
и абсолютной вязкости. Кроме того, имеются условные единицы вязкости.
Во Франции принято оценивать вязкость текучестью — величиной,
обратной вязкости.
Измерение вязкости производится в специальных приборах —
вискозиметрах. Из них наибольшее распространение получил вискозиметр Энглера*
(фиг. 16), и выражение вязкости в градусах Энглера стало привычным1.
Позже разработанные конструкции вискозиметров основаны на принципе
вискозиметра Энглера (измерение времени истечения жидкости через
калиброванное отверстие2).
Кроме того, имеются специальные вискозиметры, например, вискозиметр,,
определяющий вязкость по скорости падения шарика, и многие другие.
Следует также упомянуть о вискозиметре для измерения вязкости при низких,
температурах и приборе, в котором вязкость оценивается по времени,
необходимому для отрыва двух плотно сжатых плоских поверхностей в масляной
ванне.
Зависимость вязкости от температуры можно представить в полулога^
рифмических координатах (фиг. 17) в виде прямой, наклон которой
характеризует вязкостно-температурные свойства масла. Более широкое распростра-
1 В стандартах и технических условиях СССР вязкость, выраженная в градусах Энглера,
обозначается ВУ°, что означает «вязкость условная» (в отличие от абсолютной вязкости или/
кинематической). Прим. ред.
2 В СССР принята стандартная методика определения вязкости (по ГОСТу 33-53) в есть
Прим. ред.
14*
211

Щ
X п
Фиг. 14.
Определение плотности
масла с помощью
ареометра.
Фиг. 15. Прибор
для определения
температуры
застывания.
Фиг. 16.
Вискозиметр Энглера.
Фиг. 17. Зависимость вязкости от
температуры (гиперболы в
прямоугольных координатах, прямые —
в полулогарифмических
координатах; угол наклона прямых является
мерой пологости температурно-
вязкостной кривой или индекса
вязкости):
/ — масло А; 2 —• масло В.
212

нение получила оценка вязкостно-температурных свойств масел по индексу
вязкости1. Индекс вязкости — это условная величина. Индекс вязкости 100
(масло с пологой температурно-вязкостной кривой) присвоен
высококачественному маслу из пенсильванской нефти. Естественно, что масла с низким
индексом вязкости имеют худшие эксплуатационные свойства. Особенно
плохими вязкостно-температурными свойствами обладают масла,
полученные из каменноугольных смол (большое количество ароматических
углеводородов). Наиболее высокий индекс вязкости (130 и даже выше) имеют
синтетические масла, содержащие много парафиновых углеводородов.
Вязкостные свойства масел можно значительно улучшить
многочисленными присадками. Особенно сильное влияние оказывают присадки на
вязкость масла при низких температурах и температуру застывания.
Качества современных масел приводятся в соответствие с условиями
их применения, как правило, не только за счет выбора сырья, способа
переработки и рационального компаундирования различных фракций, но и за счет
применения различных присадок.
Абсолютная и кинематическая вязкость. Выражение вязкости в градусах
Энглера привычно и понятно для всех. Переход к измерению вязкости в
абсолютных величинах происходит очень медленно, так как величина
абсолютной вязкости, выражаемой в сантипуазах и получаемой делением
абсолютной вязкости на плотность кинематической вязкости, выражаемой в сан-
тистоксах, не так наглядна, как градусы Энглера, Редвуда, Сейболта и т. д.
Соотношение вязкости по SAE и градусов Энглера. Ниже приведены
величины вязкости типичных автомобильных масел, выраженные в градусах SAE
и Энглер^:
SAE 10 (зимнее масло) соответствует 3— 4°Е/50°С
SAE 20/20 (универсальное масло для зимы и лета) „ 4— 6°Е/50°С
SAE 30 (летнее масло) , 6— 9°Е/50°С
SAE 40 „ 9—13°Е/50°С
SAE 50 „ 13—20°Е/50°С
Кроме перечисленных марок, имеется арктическое масло с весьма малой
вязкостью SAE 5 (типа соляра).
Для трансмиссионных масел в последнее время характерна тенденция
к снижению вязкости. Маловязкие трансмиссионные масла обычно содержат
присадки, улучшающие условия трения зубьев шестерен.
Вязкость трансмиссионных масел, выраженная в градусах SAE и Энглера,
приведена ниже:
SAE 80 1,7—2,0°Е/100°С и 7—10°Е/50°С
SAE 90 2,0—3,2°Е/100°С и 12—25°Е/50°С
SAE 140 3,5—5,7оЕ/100°Сивышеи30оЕ/50°С
SAE 250 Свыше 6,0°Е/100°С
SAE 75 (введено с 1952 г.) 1,4—1,5°Е/100°Си 3,0—4,0°Е/50°С
Маловязкие масла. В США распространены маловязкие масла. Ниже
приводятся данные, характеризующие потребление масел различной
вязкости в США:
Из общего расхода моторных масел
падает на долю в %
SAE 10 10—15
SAE 20 25—35
SAE 30 40—45
SAE 40 10—15
SAE 50 )
SAE 60 I 2—5
SAE 70 J
1 В стандартах Советского Союза индекс вязкости не принят. Вязкостно-температурные
свойства масел оцениваются отношением кинематической вязкости при 50° и при 100 °С.
Прим. ред.
213

Анилиновая точка и индекс вязкости. Приготовляют смесь равных
количеств масла и свежеперегнанного анилина и измеряют температуру
помутнения смеси.
Низкая температура помутнения соответствует низкому индексу вязкости
(например, 73° С— индекс вязкости 20), и наоборот, высокая температура
помутнения соответствует высокому индексу вязкости (например, 125° С —
индекс вязкости 102).
Химическая нейтральность
В большинстве случаев от смазочных масел требуется химическая
нейтральность, т. е. рН = 7. Исключение составляют некоторые присадки,
дающие щелочную или кислую реакцию.
Для установления кислотности или щелочности масла небольшую навеску
его разбавляют смесью, состоящей из 50 частей бензола, 50 частей изопропи-
лового спирта и 5 частей воды. Полученную смесь проверяют с помощью
индикаторной бумаги или прибором для измерения рН.
Кислотное число и число щелочности
Кислотное число определяется при титровании, как количество КОН
в миллиграммах, необходимое для нейтрализации кислот, содержащихся
в 1 г масла1. Число щелочности определяется в миллиграммах H2SO4
на 1 г масла2. В настоящее время масла обычно имеют кислотное число (или
число щелочности) в пределах +0,1—0,2. Масла, содержащие присадки,
могут иметь кислотность или щелочность выше этих значений.
Кислотное число или число щелочности дают характеристику,
отличную от той, которую получают при определении величины рН, дающей
представление о степени диссоциации, но не о количестве кислот или
щелочей.
Нерастворимые осадки
В состав нерастворимого осадка могут входить посторонние примеси
и асфальтовые вещества, находившиеся в самом масле. Определение
количества нерастворимого осадка производится путем центрифугирования.
Сначала из хорошо перемешанной пробы масла берут навеску и смешивают
примерно с 10-кратным количеством пентана или бензола. Эту смесь
центрифугируют, собирают и высушивают твердый остаток, а затем взвешивают его.
Этот метод пригоден для определения содержания водяного конденсата
и нерастворимых солей металлов, всегда имеющихся в отработанном масле.
Количество воды определяется по объему после центрифугирования.
Простейшие вспомогательные методы оценки качества отработанных масел
Оценка качества отработанных масел простейшими методами, конечно,
не может дать исчерпывающей точности, так как оценка производится
субъективно и правильность суждения зависит от опытности лица, производящего
анализ. Все-таки этими методами пользуются в практике и их знание может
быть полезно. К числу таких методов относятся следующие.
1-й метод. Капля работавшего в двигателе масла (иногда после
разбавления бензином) наносится на фильтровальную бумагу. Образуется
жирное пятно с темным кругом в центре, так как содержащиеся в масле примеси
не могут расплыться вместе с маслом. Сравнивая полученное пятно с
эталонными рисунками, получают суждение о степени загрязненности масла 3.
1 Определение кислотности масел производится в СССР по ГОСТу 5985-51. Прим. ред.
2 Минеральные масла без присадок всегда имеют кислую реакцию. Масла с присадками
часто имеют щелочную реакцию или, наоборот, повышенную кислотность. Прим. ред.
3 Масла, содержащие моющие присадки, темнеют после нескольких часов работы, но
это вовсе не говорит об их непригодности. Прим. ред.
214

Аналогичные методы широко и с успехом применяют в химии (например,
капиллярный анализ или современный метод хроматографирования).
2-й метод. Качество отработанных масел оценивают с помощью прибора,
который представляет собой стеклянный стержень, плотно входящий в
стеклянную трубку. Если в прибор ввести каплю работавшего масла, то, растерев
ее стержнем, можно рассматривать масло в тонком слое. При этом можно
установить цвет масла и с некоторым приближением получить представление
о его вязкости. Одновременно этот прибор позволяет обнаруживать
механические примеси (продукты износа, пыль и т. д.), так как они вызывают
царапание стеклянных поверхностей.
Определение склонности к образованию отложений
Применявшийся метод определения коксуемости (коксование в тигле без
доступа воздуха г) не давал удовлетворительных результатов. Для улучшения
этого метода в процесс введен воздух.
Определение зольности
Обычно применяемый метод определения зольности в фарфоровом тигле
в настоящее время в связи с широким применением присадок стал
ненадежным, так как многие соединения металлов и даже сами металлы летучи.
Определение содержания серы
Определение содержания серы в маслах производится, как и определение
содержания серы в топливах, путем сжигания в бомбе или специальном
ламповом приборе.
Надо иметь в виду, что некоторые присадки содержат серу, а это повышает
общее содержание серы в масле.
Определение содержания воды
Определение количества воды производится, как и для топлив, путем
отгона с ксилолом или соответствующей бензиновой фракцией.
Смачивающая способность
На фиг. 18 можно видеть, что смачивающая способность жидкостей может
характеризоваться углом, образуемым краем свободно растекшейся капли
жидкости с поверхностью (кроме того, она может характеризоваться весом
') 6) 8)
а
Фиг. 18. Смачивающая способность жидкости:
а — ртуть; б — вода; в — масло.
капли, капиллярностью и т. д.). В настоящее время известно много веществ,
добавление которых увеличивает смачивающую способность. Современные
масла нередко содержат такого рода присадки.
1 В СССР этот метод стандартизован (ГОСТ 5987-51). Склонность масел образовывать
лакообразные отложения определяется по методу Папок (ГОСТ 4953-49). Прим. ред.
215

Определение степени разжижения масла
Степень разжижения масла тяжелыми фракциями топлива может быть
определена их отгоном с подводом водяного пара. Вместо ввода пара можно
применять добавку воды и последующий нагрев испытываемого масла
(ASTMD 322/35), но в этом случае опыт надо проводить с большой
осторожностью, так как может произойти выброс кипящей жидкости.
Подобным методом может быть определена склонность масла к образованию
эмульсий. Для этого в масло вводят влажный водяной пар или смешивают
масло с водой и определяют температуру, при которой происходит распад
образовавшейся эмульсии.
Липкие осадки (шлам)
Образующиеся в двигателе отложения (шлам) имеют состав, указанный
в табл. 4.
Таблица 4
Средний состав отложений, образующихся в двигателе (в %)
Компонент
Масло
Вода
Сажа и уголь
Соединения свинца
Асфальто-смолистые соединения
Железо, песок и т. д
Шлам из
картера
36—50
1—8
26—21
21 — 10
14—10
2—1
Шлам с

поршневых колец *
19
0
23
46
11
1
1 Низкотемпературные отложения образуются в прорезях
маслосъемных колец. Прим. ред.
Сроки смены масла и отработанные масла
Существует мнение, что срок службы смазочного масла в двигателе
должен определяться главным образом по расходу топлива, а не по километражу
или числу отработанных моточасов. Для двигателей грузовых автомобилей,
например, смену масла следует производить по израсходовании 900—1000 л
топлива г.
По данным Джорджа (Georgi), анализ 640 проб отработанных масел,
проведенный в 1950 г. в США, дал следующие результаты:
1. Топлива в масле 0—12%, в среднем 4%
2. Вода (конденсат) 0—4%, чаще 0%
3. Асфальт и другие нерастворимые ... До 2%, в среднем 0,2%
4. Механические примеси Иногда более 5%, в среднем 2%
Оптимальная температура масла
Езда по автостраде позволяет установить верхний предел температуры
масла в картере, безопасный для двигателя. Нижний предел, как известно,
определяется точкой росы продуктов сгорания, т. е. температурой 65—70° С.
Верхний предел нагрева масла определяется температурой, при которой
начинается прогрессивное нарастание зольности масла, вызванное нарушением
режима смазки и ростом износа трущихся деталей. Для большинства
двигателей верхний предел температуры масла, установленный по определению
зольности масла, близок к 100° С. Следовательно, для достижения
наибольшего срока службы двигателя необходимо во всяких эксплуатационных
условиях стараться поддерживать температуру масла в пределах 70—100° С.
1 Эта рекомендация также мало обоснована, как и некоторые принятые ныне
критерии сроков службы картерных масел Прим. ред.
216

При холодном пуске масло имеет слишком высокую вязкость; при высоких
нагрузках вязкость масла может быть недостаточной. Поэтому современные
автомобили, как Mercedes 300, имеют регуляторы температуры масла,
ограничивающие и нагрев и охлаждение.
Расход масла
Удельный расход масла лежит в пределах от 0,7—0,8 г/л. с. ч. до 3,0—
3,5 г!л. с. ч., в среднем 1,2—1,5 г!л. с. ч.
Для четырехтактных двигателей расход масла можно считать равным
в среднем 2%, а для двухтактных — 4% от расхода топлива.

IV. ИСПЫТАНИЕ И ОЦЕНКА АВТОМОБИЛЕЙ
ВВЕДЕНИЕ
Испытание автомобилей делится на три части:
1) испытание автомобильных двигателей;
2) определение динамических качеств;
3) определение ездовых качеств.
Работы проводят на стендах для испытания двигателей, стендах для
испытания всего автомобиля и в дорожных условиях. Нередко для исследования
динамических качеств автомобиля успешно применяют модели. Задачами
испытаний являются изучение свойств существующих автомобилей и
накопление данных для их улучшения и дальнейшего развития.
ИСПЫТАНИЕ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В данном разделе рассмотрены методы испытания топлива, определения
расхода топлива и требуемого количества воздуха, а также методы
исследования топлив. Весьма важными для уяснения детонационных явлений в
карбюраторных двигателях и запаздывания воспламенения в дизелях являются
описанные методы определения протекания процесса сгорания.
Рассмотрены способы определения мощности двигателей в различных условиях,
потребности в охлаждающей среде и анализа отработавших газов.
Измерение расхода топлива
Расход топлива можно измерять по объему и весу.
В первом случае засекается по секундомеру время прохождения топлива между двумя
рисками на мерной колбе (фиг. 1, а). Определив ареометром удельный вес топлива, можно
подсчитать весовой расход, а после измерения мощности двигателя — удельный расход
топлива в граммах на 1 л. с. в час. Питание двигателя топливом из мерной колбы включается
посредством краника. При недостаточной величине напора применяют закрытые мерные колбы
(фиг. 1, б). Разработаны приборы для автоматического измерения расхода топлива с
электрическим включением и выключением секундомера. Автоматически действующий прибор,
показанный на фиг. 2, имеет контакты, погруженные в топливо. В другом таком приборе (фиг. 3)
сигнал дается электромагнитом при прохождении поплавка со стальной пластинкой, причем
контактное устройство расположено снаружи сосуда. Для измерения расхода топлива при
длительных испытаниях наиболее удобны барабанные расходомеры. На фиг. 4, а и б показан
барабанный расходомер с противодавлением соответственно в состоянии покоя и в действии.
В последнем случае вследствие падения уровня в корпусе расходомера одна сторона барабана
перевешивает другую, и барабан поворачивается.
Вследствие прилипания части топлива к стенкам мерного сосуда,
неточности отсчета по меткам и пересчета на вес по показаниям ареометра, ошибки
в определении расхода топлива достигают 4%. Поэтому удобнее определить
расход топлива и масла по весу (фиг. 5).
Установка, показанная на фиг. 5, а, состоит из мерного сосуда /, помещающегося на весах
и связанного с топливопроводом гибкими шлангами Измерение может быть автоматизировано,
если стрелка весов при прохождении заданных позиций будет электрически воздействовать
на секундомер.
218

j Из Вана
К дёагйтепю
Фиг. 1. Мерные кслбы, для измерения расхода
топлива:
/ _ мерный шар; 2 — кран; 3 — промежуточный сосуд
для образования воздушной подушки.
Фиг. 2. Мерная колба с контактным
устройством, погруженным в
топливо:
1 — спиральная пружинка; 2 —
контактный штифт; 3 — шайба.
В атмосферу j^^
2206
Фиг. 3. Прибор для измерения
расхода топлива с
электромагнитным отметчиком прохождения
топлива мимо меток.
Фиг. 5. Приборы для
измерения расхода
топлива и масла по весу:
1 — сосуд на весах; 2
—гибкий шланг; 3 — переливной
патрубок; 4 — неподвижный
сосуд; 5 — соединительные
шланги; 6 —
быстродействующий кран; 7 — бензино-
провод; 8 — топливный бак.
Фиг. 4. Барабанный расходомер Siemens —
Halske с противодавлением:
А — подвод топлива; Б — канал выпуска воздуха.
219

Для определения расхода смазки у двигателей с сухим картером и отдельным баком
для масла можно ставить последний на весы и взвешивать до и после работы. У двигателей
с маслом в картере приходится либо спускать масло и взвешивать его до и после работы,
либо измерять уровень масла по отметкам. По схеме фиг. 5, б можно включить в поток
масла сосуды 1 и 4, перекрыть на некоторое время кран из сосуда 4 в сосуд / и взвесить убыль
масла в сосуде /. Измерения расхода масла требуются главным образом для оценки условий
работы поршней и поршневых колец.
Измерение расхода воздуха
Измерение по объему
Измерение расхода воздуха с помощью устройства, показанного на фиг. 6, начинается
с момента закрытия крана /. Глубина погружения колокола, наблюдаемая по шкале,
определяет израсходованный объем воздуха. По окончании опыта воздух впускается под колокол
через кран 1.
Непрерывное измерение объема воздуха
производится с помощью барабанных и коловратных
воздухомеров. В мокром воздухомере (фиг. 7)
при вращении барабана воздух из впускной
трубы Д поочередно входит через щели а>
б, в и г в камеры Л, Б, В, Г и оттуда через
щели а\ б', в', г' в сборник и в выходной
патрубок Е. Число оборотов барабана
регистрируется суммарным счетчиком, показания
которого являются мерой расхода воздуха.
Воздух
Фиг. 6. Колокол для замера
расхода воздуха:
G — вес колокола; / — кран;
2 — визир; 3 — шкала; 4 —
противовес; б — добавочный груз;
6 — термометр.
Фиг. 7. Схема мокрого
газомера.
Коловратный воздухомер (фиг. 8) имеет два ротора, связанных шестернями; проходящий
воздух, с некоторой небольшой потерей напора, вращает эти роторы. Объем пропущенного
воздуха определяют по показаниям счетчика оборотов и приложенной к прибору тарировочной
таблице.
Впуск
газа
'Выпуск газа
Фиг. 8. Газомер с вращающимися роторами:
I — корпус; 2 — роторы; 3 — шестеренчатая передача.
220

Измерение скорости потока
Скорость потока измеряют с помощью устройств, создающих напор, —
диафрагм с проточенными кольцевыми камерами (фиг. 9, а), сопел (фиг. 9, б),
трубок Вентури (фиг. 9, в) — и гидростатических измерителей напора.
Фиг. 9. Устройства для измерения скорости потока.
Примем следующие обозначения:
рх и р2 — абсолютное статическое давление до дроссельного устройства и после него ■
в мм вод. ст.;
wt и w2 — скорости потока до дроссельного устройства и после него в м/сек;
рх и F2 — площади поперечных сечений в м2;
Ч — удельный вес в кг/м3;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
— = р — плотность воздуха в кг. сек21м*.
Тогда динамический напор
ДР = Pi — Р2 = "2J ( wl — w\) = If ( W2 — w\) мм- В°Д- CT-
а количество протекающего воздуха
Q = WlF± = w2F2 м3/сек<
Теоретически объем протекающего воздуха при отношении площадей -тт- = т:
* 2
F
Q =
Вследствие влияния трения и инерции необходимо ввестич эмпирический поправочный
коэффициент Q, откуда объемный расход
м?/сек,
весовой расход
кг/сек.
Дринимая
= а за коэффициент истечения, получим
О = QF2
221

На диаграмме (фиг. 10) показаны коэффициенты истечения для стандартных сопел
/£>2\2
и диафрагм в зависимости от квадрата отношения диаметров m == I п" ) •
Динамический напор обычно измеряют пьезометрами (фиг. 11). Разность
давлений
= ^h мм вод. ст.,
где 7 — удельный вес запорной жидкости в г/см8;
h — разность уровней в коленах пьезометра в мм.
В качестве запорной жидкости чаще всего используют воду (у = 1). Для
белее высокого давления применяют специальные жидкости (этиленбромид
108
1.06
1,04
1,02
1,00
- 0,80
- 0,75
-0,70
-0,65
-0,60
.0,55
с
V
'опло-
А
/
/
pi
г
Ф
ч ~~200
И= 300 мм
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6
Фиг. 10. Коэффициенты истечения для
стандартных диафрагм Ci и сопел Сг в
зависимости от отношения т квадратов
диаметров (D — диаметр трубы).
Фиг. 11.
Пьезометр.
С2Н4Вг2 с удельным весом 2,174 г/см3, бромоформ С4Вг8 с удельным весом
2,9 г/см3 или ртуть с удельным весом 13,59 г/см3. Для точных измерений
следует учитывать изменение удельного веса жидкости по температуре.
Разработаны приборы, позволяющие измерять разность уровней с точностью
ДО 1/20 ММ.
На фиг. 12 показан манометр с вертикальной трубкой, а на фиг. 13 —
проекционный пьезометр.
Кроме того, для определения динамического напора применяются
пружинные вакуум-метры, поплавковые манометры и кольцевые весы.
Преимуществом последних является большая мощность и полная независимость
показаний от удельного веса жидкости, что повышает их точность.
Так как всасывание воздуха двигателем, особенно при малом числе
цилиндров, является пульсирующим, то непосредственное измерение расхода
воздуха описанными выше средствами невозможно. Для успокоения колебаний
применяют специальные баки.
Если считать, что:
Qx — объем воздуха, притекающего в бак;
Q2 — объем воздуха, вытекающего из бака;
n Qi+Q2
<7i и q2 (фиг. 14) — амплитуды отклонения значений Qx и Q2, то поправочный коэффициент
йри измерении расхода воздуха перед баком
А/г
222

Фиг. 12. Манометр с вертикальной трубкой:
/ — получаемое изображение; 2 — вогнутое зеркало;
3 — оптическое устройство в разрезе; 4—резиновая трубка;
5 — тыльная сторона лупы; 6 — капиллярные трубки.
Фиг. 13. Проекционный водяной
пьезометр:
1 — запасный сосуд; 2 — рабочий
сосуд; S — труба, в которой
поднимается вода и поплавок; 4 —
поплавок; 5 —матовое стекло; 6
—державка; 7—трубка, присоединенная
к рабочему сосуду.
х=0,233
Фиг. 14. Колебания
потока воздуха.
223

а при измерении после бака
где Д/г — измеренная разность давлений;
h0 — истинная разность давлений.
Поправочный коэффициент определяется графически за один период колебания 0 —
РоРв
по't
lolo
0,2
0,35
0,4
0,U5-
fi
p
о,в-
0,7-
0,8-
oja-
1,5
2,0
Одноцилиндровый д6игатель\
Фиг. 15. Номограмма для определения отношения -у в четырехтактных
двигателях:
/ — уравнительный бак; 2 — дроссельное устройство; 3 — сопло.
р
Отношение ~п между давлением в баке и его объемом определяют с помощью номограммы
(фиг 15). По DIN допускается ошибка 1% при измерении разности давления, что соответствует
точности 0,5% при определении объема. На номограмме величина Qoto равна объему воздуха,
поступившему в двигатель за один цикл.
Атмосферный воздух всегда содержит некоторую примесь водяного пара. По закону
Дальтона давление р сжатого воздуха является суммой давления пара pd и давления чистого
воздуха pi, т. е.
Р = Pd + Pi-
Обозначим давление насыщенного пара рк и его удельный вес fs- Отношение удельного
веса ^d ненасыщенного пара, содержащегося в 1 ms воздуха, к удельному весу насыщенного
пара при той же температуре называется относительной влажностью:
^ "" "ys" ~~ Ps *
224

Давление насыщенных паров ps можно определить по графику (фиг. 16), a pd — с помощью
психрометра. Отсюда определится удельный вес пара:
По уравнению состояния газов для различных температур и давлений
Р1Уг = RTX и p2V2 =RT2
или
р2Тх Vx Ъ '
Сухой воздух при 0° С и давлении 760 мм рт. ст. имеет удельный вес 1,293 кг/м9. Удельный
вес чистого воздуха при давлении р и температуре t
u"-1' 760 273+Г
Удельный вес влажного воздуха
Подставляя для -\d и V полученные выше
значения, имеем
273
1,293
P — Pd
760
2Ш
100
273
/
^-
I
/
/
/
г
или
О 20
75
60 80
• 0,465 -
fps Фиг. 16. Давление насыщенного
* • водяного пара.
Влажность обычно определяют следующим образом:
1. Методом точки росы, при котором газ постепенно охлаждается и по
термометру определяется температура в момент появления росы.
Фиг. 17. Измеритель влажности
фирмы Siemens—Halske:
м Поддодбоды
1 — влажный термометр;2 — резервуар с запасом воды; 3— направляющая
трубка для воздуха; 4 — сухие термометры; 5 — крышка корпуса;
6 — электродвигатель с вентилятором; 7 — корпус вентилятора.
2. Волосяным гигрометром, основанным на изменении длины волоса. Его
шкала градуирована в процентах относительной влажности. Преимущество
волосяного гигрометра состоит в том, что его показания не зависят от
температуры.
3. Психрометрическим методом с помощью специальных приборов (фиг. 17).
Воздух поступает в нижнюю часть кожуха и омывает сначала два сухих термометра
сопротивления 4. По трубке 3 воздух подводится к влажному термометру /, на который надет
чулок, впитывающий воду из резервуара 2. Термометры сопротивления включены на логометр,
15 Бюссиен 225

измеряющий отношение между токами в плечах моста Уитстона, таким образом, что через
одну из рамок идет ток, соответствующий разности температур Т\ и Ts сухого и влажного
термометров, а через другую — ток, пропорциональный А + Г/ — BT2S (где Аи В — некоторые
постоянные коэффициенты). При надлежащем выборе сопротивлений в плечах моста Уитстона
с помощью второго сухого термометра достигается, что протекание тока в диагонали моста
прекращается при температуре, когда кривые равной влажности пересекаются на оси абсцисс.
Устройства для изучения процесса сгорания
Приборы для индицирования
Под названием «приборы для индицирования двигателя» понимаются
устройства для определения давлений в цилиндре. Их задачей является
запись изменения давления по ходу поршня для определения индикаторной
мощности и запись давления пе времени для изучения процесса сгорания.
В" приборе для измерения максимального давления задается изменяемое
противодавление. Когда давление взрыва превышает заданное
противодавление, срабатывает механический
или электрический сигнал.
Фиг. 18. Измеритель максимального давления Фиг. 19. Схема включения измерителя
Farnboro: максимального давления DVL:
/ — баллон со сжатым газом; 2 — редукционный / — баллон; 2 — редуктор давления; 3 —дат-
клапан; 3 и 4 — манометры; 5 — индукционная чик максимального давления; 4 — цилиндр,
катушка.
В измерителе максимального давления Farnboro (фиг. 18) в качестве датчика применен
клапан, имеющий некоторую подвижность вдоль оси. Противодавление создается газом из
баллона / с редукционным клапаном 2. Регулировка и наблюдение производятся с помощью
манометров 3 (для низких давлений) и 4 (для давлений взрыва). При превышении заданного
противодавления клапан замыкает цепь, и возникает ток высокого напряжения, что фиксируется
на бумажной ленте, имеющей деления в кг/см2.
Измеритель максимального давления DVL (фиг. 19) отмечает момент превышения заданного
противодавления вспышкой неоновой лампы. В датчике применена мембрана с весьма небольшой
массой, что повышает чувствительность прибора.
Специально для измерения интенсивности детонации применяется подскакивающая игла
(фиг. 20). В головке цилиндра заделана мембрана, на которую опирается стержень из легкого
металла. Под действием давления взрыва стержень подскакивает и замыкает контакт в
цепи сосуда с электролитом (10%-ный раствор серной кислоты). Мерой интенсивности
детонации служит количество выделившегося за некоторое время водорода.
Многочисленные индикаторы можно разделить на: стробоскопические
(индикаторы с высокой частотой свободных колебаний), оптические и
электрические и* индикаторы, основанные на применении несущей частоты.
Стробоскопические индикаторы отмечают с помощью стробоскопического
устройства отдельные точки в процессе сгорания.
Например, в индикаторе,показанном на фиг.21, между двигателем и собственно индикатором
включен перекрывающий газовый золотник с приводом от двигателя, причем число оборотов
его немного выше или ниже числа оборотов вала двигателя.
В другом стробоскопическом индикаторе (фиг. 22), представляющем дальнейшее развитие
измерителя максимального давления, регулируемое противодавление из баллона подводится
одновременно на поршень, уравновешиваемый тарированными пружинами, вследствие чего
поршень и связанная с ним стрелка перемещаются пропорционально противодавлению. Дви-
226

жение конца стрелки по дуге с помощью шарнирной системы переходит в прямолинейное,
вдоль образующей барабана с диаграммной бумагой. Барабан через коническую муфту связан
1006
Фиг. 20. Прибор для измерения
интенсивности детонации:
/ — контакт; 2 — направляющая стержня;
3 — лампа 100 вт\ 4 — стержень иглы;
5 — пружина; 6 — камера сгорания.
с коленчатым валом. Барабан и стрелка
включены во вторичную цепь катушки зажигания;
при замыкании и размыкании первичной цепи
клапаном датчика между стрелкой и барабаном
проскакивают искры, и получается запись,
подобная показанной на фиг. 22.
Отдбигатвля
Фиг. 21. Стробоскопический ^индикатор:
/ — колена вала; 2 — золотники; 3 — щель;
4 — червяк; 5 — держатель промежуточных
шестерен; 6 — конец вала; 7 — кривопТип*
8 — шестерня
В индикаторах с высокой частотой собственных колебаний применяются
электрические методы измерения. Датчики, основанные на изменении
емкости, индуктивности или
сопротивления, питаются током повышенной
частоты и после усиления изменений
измерительного тока воздействуют на шлей-
фовый или катодный осциллограф.
Для регистрации давления применяются
датчики различных принципов действия^ Датчик,
показанный на фиг. 23, а, построен по принципу
конденсаторного микрофона; датчик с угольным
столбиком (фиг. 23, б) использует изменение
сопротивления между угольными пластинками;
пьезокварцевый датчик (фиг. 23, в) основан на
выделении электрического заряда некоторыми
кристаллами (кварц, турмалин, сегнетова соль) при
механическом воздействии в определенных
направлениях. Под действием давления сгорания в
цилиндре на кварцевом датчике возникают колебания
заряда, которые преобразуются в колебания тока
и регистрируются в осциллографе или на экране
катодной трубки. Датчик подключается к
ламповому вольтметру (фиг. 24). Пример регистрации
кварцевым датчиком давления по времени
показан на фиг. 25. В пьезокварцевый индикатор
Zeiss — Ikon (фиг* 26) включен катодный
осциллограф.
Оптический индикатор (фиг. 27) воспринимает
импульсы давления на мембрану или небольшой
поршень и передает их через промежуточный
стержень на вогнутое зеркало 7, качающееся в
обойме. Второе (плоское) зеркало 6 с помощью
эксцентрика перемещается соответственно
возвратно-поступательному движению поршня. Луч
света из диафрагмы падает на зеркало 7, отражается от него на зеркало 6У а от
последнего — на матовое стекло 2 в виде диаграммы изменения давления по объему.
15* 221
Фиг. 22. Индикатор Farnboro:
1 — сжатый воздух; 2—контактный штифт;,
3 — плавающий поршенек; 4— сцепление;
5 — барабан с черной бумагой;
6—искровой промежуток; 7 — калибровашшя
пружина; 8 — катушка зажигания-; 9 —
редуктор давления.

Фиг. 23. Датчики давления:
/ — пластина конденсатора; 2 — пружинящая мембрана конденсатора; 3 —
стержень; 4 — вспомогательная мембрана; 5 — патрубок для подвода охлаждающей
воды; Ъ — кварцедержатель; 7 — корпус; 8 — защитная гильза; 9 — пружина;
10 — кварц.
1/бООсвн
530 660 690 0 30 60 90 ПО 150 180е
24. Ламповый вольтметр.
Фиг. 25. Снятая кварцевым индикато
ром FKFS кривая изменения давления
по времени.
Фиг. 26. Общая схема
пьезокварцевой
индикаторной установки Zeiss—
Ikon с катодным
осциллографом:
/—катодная трубка;
2—усилитель; 3 — датчик
давления; 4 —двигатель;
5—стабилизатор; 6 —
выпрямители; 7 — питание от сети;
8 — выпрямитель тока
высокого напряжения.
228

На фиг. 28 показан микроиндикатор, не имеющий никаких передаточных механизмов.
Поршень / непосредственно двигает острый штифт 4 по закопченной пластинке 5, которая
перемещается от двигателя. Пружина 2 обеспечивает постоянное прилегание рычага 3 к штоку
поршня.
Фиг. 27. Оптический индикатор:
/ — вогнутое зеркало; 2—матовое стекло;
S — источник света; 4 — конденсатор;
6 — диафрагма; 6 — плоское зеркало.
Фиг. 28. Микроиндикатор.
Приборы для наблюдения за процессом сгорания
Ионизационный метод наблюдения за процессом сгорания основан на электропроводность
пламени. В камере сгорания помещают ионизационные датчики (фиг. 29), вызывающие
изменение тока в осциллографе при соприкосновении датчиков с пламенем. При одновременном
7
2
3
4
1
2
3
if
/|
Й
h
я\
L
D
JSP
в
Фиг. 29. Расположение ионизационных про- Фиг. 30. Осциллограмма для определе^
межутков для измерения скорости
распространения пламени в камере сгорания.
ни я скоростей сгорания:
/ — ток в системе зажигания; 2, 3 п 4 — ток
ионизации; А — момент зажигания; В, С,
D — моменты прихода фронта пламени.
измерении несколькими шлейфами можно вычислить скорость распространения пламени.
На фиг. 30 показаны осциллограммы для трех точек измерения (2, 3 и 4): вверху — при
отсутствии детонации, внизу — при работе с детонацией.
Можно также стробоскопически фотографировать пламя взрыва через
встроенное в головку цилиндра кварцевое окно, с помощью которого
производят также спектральный анализ излучения при сгорании; при этом спектр*
проектируется на пленку, укрепленную в барабанной кассете, вращаемой
от распределительного вала. Оси ординат снимков соответствуют
спектральному составу, а оси абсцисс — углу поворота коленчатого вала.
Излучение, проходящее через кварцевое окно, можно регистрировать
с помощью фотоэлемента, чувствительного к инфракрасным лучам. На фиг. 31
показано устройство для измерения излучения и пьезокварцевый датчик,
установленные на двигателе.
229

Для изучения процесса впрыска у дизелей применяют скоростную
киносъемку (фиг. 32). С цилиндром связана стеклянная камера сгорания,
освещаемая дуговым фонарем. Струя топлива впрыскивается в камеру.
Съемочное устройство имеет стробоскопический диск
со щелями, затвор по типу обтюратора и
барабанную кассету для пленки.
Определение мощности двигателя
Индикаторная мощность двигателя
определяется путем планиметрирования
индикаторной диаграммы.
Эффективную мощность Ne находят при
торможении двигателя, измеряя крутящий
момент и число оборотов:
Мп
716,2
Ргп
716,2
л. с,
где М — крутящий момент в кгм\
п — число оборотов вала в минуту;
Р — груз на рычаге в кг;
г — плечо рычага в м.
Если есть возможность сделать г = 0,7162 ж, то приведенная формула
приобретает более^ удобный для пересчета вид:
Фиг. 31. Установка на
двигателе датчика для замера
излучения, кварцевого датчика и свечи.
Р-0,7\62п
716,2
Рп
1000'
Пересчет мощности для двигателей, работающих в высокогорных
условиях, производится по следующим формулам:
для дизелей
для карбюраторных двигателей
где Nz — мощность в л. с. на высоте z над уровнем моря при давлении
воздуха р2 в мм вод. ст. и абсолютной температуре Т2 в град, абс;
No — мощность в л. с. на уровне моря при давлении р0 в мм вод. ст.
и абсолютной температуре То в град. абс.
Принято считать То = 273 + 15-288 град, абс; р0 = 760 мм рт. ст.
Влияние влажности воздуха может быть учтено следующим образом.
По общему уравнению состояния газов
p-V = GRT.
Для давления р показание барометра В = 0,07355р мм рт. ст., откуда для
сухого воздуха
У :==:GRT = G-29,27 Т или SV=2,153G7\
Если обозначить (в мм рт. ст.); Bw — парциальное давление водяных
паров; Bws— давление насыщенного пара; В — давление влажного воздуха
и <р = ~ относительную влажность, то
(В -Bw) V = (B- 9BWS) V = 2,153 GT
230

Фиг. 32. Устройство для
фотографирования струи
впрыскиваемого топлива:
/ — дуговая лампа;
2—конденсатор; 3 —зеленый светофильтр;
4 — перепускная труба с
подогревателем; 5 — форсунка;
6—устройство для измерения
высоты подъема иглы форсунки;
7 — окно для наблюдения;
8 — стеклянная камера сгора->
пия; 9 — выпускной клапан
нагнетателя; 10 —
предохранительный клапан; /) —
продувочный клапан; 12—спусковые
магниты; 13 —
дизель-компрессор; 14 — тахометр; 15 —
моментальный затвор;
16—объектив; 17—обтюратор;
18—электродвигатель; 19 —
стробоскопический диск; 20 — барабанная
кассета для пленки; 21 —
маховик; 22 — главный
контроллер; 23 — магниты управления
топливным насосом; 24 —
топливный насос; 25—перепускной
клапан в компрессоре; 26—
манометр; 27 — термопары; 28 —
кварцевый датчик индикатора.
Z6 11

Nf (B-?Bm)V
где Nj — мощность двигателя при влажном воздухе;
Nt — мощность двигателя при сухом воздухе.
Эффективное давление определяется из уравнения мощности: для
четырехтактного двигателя
iV4.75-2.60 1150(We _ 9Q0Ne .
Р* =
izd'Hns
d2 ins
для двухтактного двигателя
,.2-75.2-60
%d2 ins
d? ins
Vn
45(Wg
Vn
где d — диаметр цилиндра в см\
s — ход поршня в ж;
п — число оборотов вала в минуту;
i — число цилиндров;
V — рабочий объем двигателя в л.
Тормозные устройства
Отдаваемая двигателем механическая энергия может быть преобразована
в любую другую легко измеримую форму энергии. Можно также измерять
реакцию крутящего момента двигателя. В механическом тормозе
механическая энергия двигателя превращается в теплоту. В воздушном тормозе
механическая энергия превращается в кинетическую энергию воздуха,
Фиг. 33. Механический тормоз:
/ — маховик; 2 — тормозная колодка; I — плечо тормозных колодок; г—радиус
маховика.
а в вихревом гидравлическом тормозе — в кинетическую энергию воды.
В электрическом тормозе механическая энергия переходит в электрическую.
Для измерения крутящего момента необходимо балансирно укрепить
испытываемый двигатель или тормоз. Во избежание ошибок при измерении,
ось качания должна совпадать с осью вращения.
Механический тормоз (фиг. 33, а). В тормозе механическая энергия двигателя
преобразуется в тепловую. Измеряется, однако, не количество полученного тепла, а величина окружной
силы трения. Поглощаемая мощность пропорциональна произведению силы трения на
окружную скорость. Тепло, образующееся при трении, можно отводить, как показано на фиг. 33, б.
Недостаток механических тормозов состоит в том, что характеристики (по крутящему моменту)
двигателя и тормоза протекают почти одинаково, что затрудняет регулирование скорости
вращения. Для устранения этого недостатка разработаны тормоза с автоматическим
регулированием момента трения.
Воздушный вихревой тормоз. Энергию испытываемого двигателя можно поглощать
воздушным тормозом с постоянно закрепленными или с переставными лопастями. Мощность, погло-
232

щаемая воздушным тормозом, растет пропорционально кубу числа оборотов (фиг. 34, б), а
крутящий момент — пропорционально квадрату числа оборотов (фиг. 34, а). На фиг. 35 показано
тормозное крыло, которое можно посадить непосредственно на вал двигателя или соединить
с ним посредством промежуточного вала. Эти крылья тарированы так, что по величине и
положению накладных лопастей и по числу оборотов вала можно на графиках сразу найти величину
крутящего момента. Неудобство крыльев заключается в том, что для каждого изменения
нагрузки надо переставлять лопасти и останавливать при этом двигатель. Разработаны
конструкции крыльев с лопастями, перемещаемыми во время вращения (фиг, 36), что позволяет
измерять мощность при различных скоростях вращения. Для измерения реакции крутящего
момента непосредственно на тормозе, а также избежания обратного влияния воздушных
струй на балансирно установленный двигатель был разработан воздушный тормоз (фиг. 37),
у которого самоустанавливающееся или переставляемое извне крыло вращается внутри
барабана, увлекаемого воздушными вихрями. Усилие смещения барабана является мерой крутящего
момента.
Гидравлические тормоза. В гидравлическом тормозе энергия двигателя
поглощается внутренним трением жидкости, вследствие чего износ
тормозного устройства очень мал.
В гидравлическом тормозе фирмы Junkers (фиг. 38) вода, требуемая для работы, подводится
из расположенного выше бака 6 с поплавковым клапаном 7, служащим для поддержания
постоянного напора. При вращении ротора 5 с укрепленными на нем штифтами 4 в неподвижном
статоре 1 подводимая внутрь статора вода отбрасывается штифтами к стенкам статора и обра-,
зует кольцо, толщина которого определяется установкой впускных и выпускных кранов.
Это кольцо увлекается штифтами ротора и вращается вместе с последним, но тормозится
встречными штифтами Зу укрепленными в статоре. Возникающее тормозное усилие стремится повернуть
балансирно подвешенный корпус статора и измеряется на конце реактивного рычага 2>
укрепленного на корпусе. Измерение можно производить посредством десятичных весов /, пружинного
динамометра //, блока /// с гирями или маятниковых весов IV. Поскольку работа тормоза
Юнкере не зависит от направления относительного перемещения штифтов, можно им
пользоваться для любого направления вращения.
Тормоз, показанный на фиг. 39, имеет в статоре две вставки, снабженные карманами;
такие же карманы устроены на торцах ротора. Карманы заполняются водой через каналы
в статоре. При вращении ротора вода отбрасывается им к окружности статора, меняет
направление в карманах статора и вновь попадает в карманы ротора. Вихревое движение воды и
сопротивление потока при перерезании его ротором создают гидравлическое сопротивление,
поглощающее механическую энергию. Между статором и ротором помещаются перекрывающие
диски, передвигая которые можно регулировать величину сопротивления.
Вначале тормозной момент возрастает пропорционально квадрату (фиг. 40), а мощность —
пропорционально кубу числа оборотов. В точке А достигнут максимальный допустимый момент,
и далее мощность растет пропорционально числу оборотов до точки В (крутящий момент при
этом остается постоянным). В тормозе Юнкере (фиг. 40, 6) мощность продолжает расти до
максимального числа оборотов, тогда как тормоз Круппа (фиг. 40, а) уже при низком числе
оборотов создает относительно большой момент, и, начиная с определенного числа оборотов
необходимо снижать тормозной момент (из-за нагрева. Прим. ред.). Нижний предел
поглощаемой мощности получается при работе тормоза без воды, когда остаются только потери
в подшипниках и на вентиляцию.
Электрические тормоза. Описанные выше тормозные установки полностью
превращают в тепло энергию, отдаваемую испытываемым двигателем; это
может быть особенно ощутительно при длительных испытаниях. При
электрическом торможении, наоборот, возможна почти полная рекуперация энергии.
Можно при этом различать два вида торможения:
Первый способ — торможение с чисто электрическим измерением мощности с помощью
неподвижного генератора по его напряжению V, току Л и к. п. д. tq по формуле
iVe - 736-Q *
Обязательным условием при этом является наличие точных кривых к. п. д. генератора
на всем диапазоне его чисел оборотов.
Вторым, наиболее употребительным способом является торможение посредством балан-
сирного легко регулируемого генератора постоянного тока (фиг. 41), который можно
использовать также на режиме электродвигателя для пуска двигателя внутреннего сгорания и для
измерения его потерь холостого хода.
Балансирно подвешенный в подшипниках генератор непосредственно соединяется с
испытываемым двигателем. При механическом вращении якоря генератора извне или
электродинамическом при подводе к нему тока получается соответствующая реакция на статоре.
Гидроэлектрический тормоз фирмы Carl Schenck (фиг. 42) представляет собой
соединение гидравлического тормоза с короткозамкнутым электродвигателем переменного тока.
233

Фиг. 34. Зависимость
мощности и крутящего момента
от числа оборотов:
/ — кривые момента и
мощности воздушного тормоза при
разных установках лопасти;
2 — момент и мощность
двигателя.
Фиг. 35. Тормозное крыло.
Фиг. 36. Тормоз с лопастями, переставляемыми без остановки
двигателя.
Фиг. 37. Вихревой воздушный тормоз:
/ — рычаг для перестановки лопастей при работе двигателя.
234

3 U 5
Фиг. 38. Принцип устройства гидравлического тормоза фирмы Junkers.
Фиг. 39. Вихревой гидравлический тормоз фирмы Кшрр:
/ — ось для регулирования заслонок; 2 — регулировочная заслонка; 3—ротор;
4 — вставка статора; 5 — статор; 6 — уплотнительные кольца; 7 — цапфа;
8 — тахометр; 9 — плита основания; 10 — труба для подачи воды; // —
сливная воронка; 12 — стойка для подшипника; 13—корпус подшипника; 14—вал;
15 — соединительная муфта; 16 — труба для стока воды.
N
Фиг. 40. Диапазон мощности
гидротормоза:
а — Кгирр — Froude; б — Junkers.
235

Конструкция тормоза такова, что можно тормозить двигатель при любом направлении вращения
и числе оборотов его вала, даже при числе оборотов, равном нулю, с номинальным крутящим
моментом встроенного электродвигателя. При торможении двигателей с числом оборотов
свыше 800 в минуту можно отдавать в сеть переменного тока до 90% поглощаемой энергии.
Можно также отключить электрическую часть и использовать тормоз как чисто гидравлический.
В этой комбинированной установке две лопатки, закрепленные на тормозном валу,
гидравлически связаны с лопатками на роторе трехфазного асинхронного двигателя. Когда двигатель
включен, можно, изменяя величину водяного кольца, служащего в качестве гидромуфты,
устанавливать желаемую величину тормозного момента. Можно та.кже пустить испытываемый
двигатель или измерить в нем потери на трение. Когда же двигатель вращается с числом
оборотов большим, чем число оборотов электродвигателя, то последний отдает ток в сеть. Если, напри-
Воздух
I
Фиг. 41. Балансирный тормозной
генератор:
/ — якорь; 2 — полюс; 3 —обмотка
возбуждения; 4 — коллектор; 5 — корпус; 6 — щит
для подшипника; 7—стойка для подшипника;
8 — рама; 9 — центробежный вентилятор.
Фиг. 42. Гидроэлектрический тормоз
фирмы Carl Schenck.
мер, число оборотов вала двигателя 3000 в минуту, а тормозной электродвигатель включен
на 1500 об/мин, то 50% поглощаемой тормозом энергии возвращаются в сеть, а остальные 50%
уходят на нагревание воды в тормозе. Можно поэтому при данном числе оборотов тормозить
двигатели мощностью 200 л. с. встроенным электродвигателем мощностью 100 л. с.
Переключением числа полюсов можно в каждом случае добиваться наибольшего процента рекуперации.
Чтобы тормозить двигатель при числе оборотов ниже минимального числа оборотов тормозного
электродвигателя, можно включить последний навстречу направлению вращения
испытываемого двигателя. Так как лопатки, связанные с ротором тормозного электродвигателя, вращаются
вместе с последним, то можно получить тормозной момент при числе оборотов испытываемого
объекта, равном нулю. Это является большим преимуществом при испытании силовых передач,
а также опрокидывающего момента электромоторов.
Измерение крутящего момента
Крутящий момент измеряется на реактивном рычаге тормозного
устройства посредством весов или динамометра. Простейший способ измерения —
наложение гирь на реактивный рычаг.
Так как для этого требуется много времени, были разработаны весовые устройства с
подвижной гирей, устанавливаемой от руки или автоматически передвигаемой электродвигателем.
В последнем случае контакты на конце весового рычага посылают ток в небольшой
электродвигатель, который перемещает подвижную гирю в положение равновесия, так, что остается
только прочитать вес на шкале. Очень удобны для отсчета циферблатные весы, которые делаются
или с неподвижным циферблатом и подвижной стрелкой, или с подвижным циферблатом
и неподвижным указателем, как, например, весы с проекционным отсчетом (фиг. 43). В
последних прозрачная шкала освещается электролампой с конденсатором и проектируется с
40-кратным увеличением на матовое стекло, образуя там подвижное изображение.
Для измерения крутящего момента можно применять вместо весов
торсионные динамометры (фиг. 44), принцип действия которых заключается
236

Фиг. 44. Торсионный динамометр фирмы Bamag
с воздушным экраном:
/ — втулка; 2—кольцевая канавка для балансировки;
3 — ограничитель закручивания; 4 —торсионный стер-
Фиг 43. Весы С Проекционным жень; 5 — лампа; 6 — пустотелый вал; 7 — воздушный
птгчатпм ня тппмпчр лття ичмр экран, укрепленный на валу 6; 8 — шкала; 9— указа-
отсчетом на тормозе для изме- тель. 10 _ диск со шкалой, укрепленный на втулке
рения мощности. /; и — зеркало.
Фиг. 45. Прибор фирмы DVL для записи скручивания (/ — длина мерного участка):
1 — соединительная труба, укрепленная в начале измерительного участка (сечение АА); 2—подвод
тока к отметчикам времени и числа оборотов; 3—деталь, закрепленная в конце измерительного уча
стка (сечение ББ); 4 — червяк привода пленки; 5—ленточный тормоз с гибким валом для
затормаживания червяка 4\ 6 — червячная шестерня; 7 — барабан с пленкой; 8—пленка (лента); 9 — пишущее
острие.
Фиг 46. Прибор для
измерения мощности.
6 7
Ю 11
237

в закручивании тарированного стержня, передающего измеряемый момент,
и в измерении его упругой деформации, пропорциональной моменту.
Для установки указанного динамометра требуется разрыв линии
передачи. Этот недостаток отсутствует в самописце крутящего момента (фиг. 45),
установленном на разрезанной вдоль трубе. Самописец может быть надет
поверх вала и укреплен на нем. Деформации записываются алмазным острием
на пленке; для расшифровки применяют оптическое увеличение записи.
Муфта для измерения мощности (фиг. 46) предназначена для
проверки в дорожных условиях данных стендовых испытаний. На одном
конце закручиваемого валика / сидит барабан 11, на котором укреплены
параллельно оси магниты 5 с полюсными наконечниками 9. На другом конце
■<.-. . ■
Фиг. 47. Комплектное устройство для измерения мощности:
/ — датчик; 2 — ящик с переключателями; 3 — прибор, показывающий мощность;
4 — тахометр.
валика насажен фланец 8 с укрепленными на нем выступами 7 и 10, которые
подходят с противоположных сторон к полюсным башмакам, образуя
воздушные зазоры 6 и 2. Фланец и его выступы, равно как и полюсные
наконечники, изготовлены из магнитно-мягкого материала, и таким образом
поток от постоянных магнитов замыкается через эти магнитопроводы и
воздушные зазоры. При скручивании валика / воздушные зазоры изменяются
в противоположных направлениях.
Наружный неподвижный корпус 3 несет два ряда катушек 4 на
обращенных концами внутрь подковообразных сердечниках таким образом, что
воздушные зазоры между полюсными наконечниками и выступами проходят
под катушками. Сердечники при этом шунтируют магнитный зазор, и
проходящий через катушки магнитный поток зависит от величины зазора, а
соответственно и от передаваемого момента. Перемены направления потока
в соответствии с числом оборотов возбуждают в катушках напряжение,
пропорциональное передаваемой мощности. При отсутствии крутящего момента,
т. е. когда передаваемая мощность равна нулю, напряжения в обоих рядах
катушек взаимно уравновешиваются, и напряжение на выходе равно нулю.
Закручивание валика 1 нарушает равновесие, и возникающая разность
напряжений может быть использована для измерения или регистрации
передаваемой мощности.
На фиг. 47 показано комплектное устройство для измерения крутящего
момента.
Измерение числа оборотов
Для определения мощности необходимо знать скорость вращения.
Постоянное наблюдение осуществляется посредством механических
тахометров с центробежным маятником или электрических тахометров. Последние
предпочтительны для наблюдения скорости на произвольном расстоянии
или одновременно в нескольких местах.
238

Для точных измерений разработаны секундомерные счетчики (тахо-
скопы), непосредственно отсчитывающие число оборотов за определенный
промежуток времени (обычно за 60 сек.). Счетчик FKFS с синхронным
электродвигателем (фиг. 48) автоматически отключается через 60 сек. и
показывает без пересчетов скорость в оборотах в минуту; на счетчике имеется
приспособление для установки на меньшую продолжительность отсчета.
Фиг. 48. Секундомерный счетчик оборотов с
синхронным двигателем:
/ — синхронный двигатель; 2—включающий диск; 3—рычаг;
4 — выфрезерованный паз на включающем диске;
5 — зубчатая передача.
В счетчике, показанном на фиг. 49, а, измерение производится простым
нажатием кнопки. Через 3 сек. электрическим путем включаются
секундомер вместе со счетчиком, через 60 сек. они автоматически выключаются.
Этим устраняются возможные ошибки, возникающие при обслуживании.
При нажатии на рычаг счетчик и секундомер устанавливаются на нуль;
Фиг. 49. Электрические секундомерные счетчики:
а — фирмы Irion-Vosseler; б — фирмы F. Keller.
это можно сделать, если нужно, даже во время отсчета. Можно также
проводить измерения в течение времени меньше минуты; для этого надо, следя
за секундомером, в требуемый момент нажать красную кнопку и затем сделать
пересчет на число оборотов в 1 мин.
На фиг. 49, б показан электрический секундомерный счетчик, надежно
отсчитывающий до 1200 контактов в минуту. При нажатии кнопки
включаются одновременно секундомер и счетчик и после истечения выбранного
времени измерения выключаются повторным нажатием той же кнопки.
Если при испытании очень маломощных установок потребление энергии
счетчиком оказывается чрезмерно большим и может исказить результат
испытания, применяют фотоэлектрические тахометрические устройства.
239

Разработанное фирмой AEG устройство состоит из осветителя, фотоэлемента и
показывающего или регистрирующего прибора. Луч света обычно прерывается заслонкой, сидящей
на валу, скорость которого надо измерить; можно также освещать фотоэлемент зеркалом,
вращающимся совместно с валом. Импульсы тока от засвечивания фотоэлемента, усиливаемые
радиолампой, зажигают тиратрон, который разряжает параллельно включенный конденсатор.
Мерой числа оборотов является усредненная величина зарядного тока этого конденсатора.
Прибор имеет два диапазона: от 1000 до 15 000 и от 2000 до 30 000 об/мин.
Дистанционные приборы
В некоторых установках пульт управления расположен на расстоянии
от испытательного стенда, что вызывает необходимость дистанционного
показа и регистрации крутящего момента. Для электрической передачи
показаний крутящего момента на весах устанавливают потенциометр, питаемый
W К
Фиг. 50. Дистанционное измерение момента, числа оборотов и мощности на балансирном
электрическом тормозе:
/ — испытываемый двигатель; 2 — балансирный тормоз; 3 — весы для измерения крутящего момеша,
4— сдвоенный потенциометр; 5 — датчик числа оборотов; 6 — переключатель; 7 — показывающий
тахометр; 8 — показывающий прибор крутящего момента; 9 — сдвоенный самописец числа оборотов
и момента; 10 — показывающий прибор мощности; // — самописец мощности; 12 — переключатель;
13 — сопротивления мостиковой схемы.
переменным или постоянным током и подключенный к соответствующему
измерительному прибору. Дистанционное измерение числа оборотов
производится установленным на балансирном тормозе тахогенератором, дающим
напряжение пропорционально скорости вращения и присоединенным к тахо-
метрическому прибору. Фирмой AEG разработана система дистанционного
показа и регистрации мощности на балансирном тормозе (фиг. 50).
Одновременно наблюдаются и регистрируются крутящий момент, скорость вращения
и мощность.
Устройства для измерения количества тепла, уносимого охлаждающей средой
Количество тепла, отдаваемого охлаждающей среде, может быть
определено измерением последней по весу G (кг/час) или объему и измерением ее
температуры Д^ до двигателя и после него. Отдаваемое в час количество тепла
Q = aGkt ккал/час,
где а — удельная теплоемкость при температуре на входе (для воды а =
= 1,0 ккал1кг° С, для гликоля а = 0,627 ккал/кг °С).
Определение количества охлаждающей среды
У двигателей с воздушным охлаждением для получения точных
результатов приходится выводить охлаждающий воздух в закрытое помещение и
измерять его температуру в ряде мест. Количественное измерение производится
большей частью по скорости потока.
240

Точный вес жидкого охладителя можно определить на установке,
показанной на фиг. 51.
На время измерения быстродействующий кран 5 закрывается. Охлаждающая жидкость
поступает в резервуар на весах, и в момент прохождения весов через нуль пускают секундомер;
затем ставят добавочную гирю и секундомер
останавливают в момент вторичного прохождения весов
| Выпуск воздуха через нуль.
Применяются также дисковые и барабанные
4 водомеры.
Фиг. '51. Определение количества охлаждающего вещества
по весу:
/ — гиря; 2 — сосуд для взвешивания; 3 — отбойная тарелка;
4 — переливная труба; 5 — быстродействующий кран; 6 —
промежуточный бак; 7 — радиатор; 8 — спускной кран.
Фиг. 52. Барабанный
счетчик Siemens:
А, Б и В —мерные камеры;
ах, а2» а3 — отверстия для
соединения с мерными
камерами, бх, б2, б3 — щели,
соединяющие мерные
камеры с приемным сосудом;
1 — ось вращения; 2
—подводящая труба; 3 —
сливное отверстие.
В барабанном водомере (фиг. 52) мерой количества прошедшей воды
является число оборотов барабана. Водомер допускает также электрическую
дистанционную передачу.
Испытание радиаторов
Охлаждающая способность автомобильного радиатора может быть
экспериментально установлена по нагреву воздуха, прошедшего через радиатор,
или по теплоотдаче воды, т. е. по разности ее температур на входе в радиатор
и выходе из него. Обычно проводят оба измерения.
Количество тепла, унесенного воздухом при ДГ = Т2 — 7\ = Д^,
определится выражением
Q' —Fkvkbdzcp^\z ккал/сек,
где Ч2 — удельный вес воздуха в кг/м3;
Д tz — разность температур воздуха на входе и выходе в
Это тепло равно количеству тепла, отданному водой:
°G.
Q' =
ккал/сек,
где btw — разность температур воды на входе и выходе в °С;
Tw — удельный вес воды в кг/м3\
W — количество воды, протекающей через радиатор, в м3/сек.
На фиг. 53 схематически показана установка для испытания радиаторов.
На фигуре приняты следующие обозначения: 7\ и Т2, Pi и р2
—соответственно температура воздуха и статическое давление до радиатора и после
него; Тъ и Г4 — температура воды на входе в радиатор и на выходе из него.
На установке для испытания радиаторов (фиг. 54) осевой вентилятор
искусственно воспроизводит скорость встречного потока воздуха. Для испы-
16 Бюссиен 241

тания отдельные радиаторы или их элементы могут быть встроены в участок
трубы. Размеры радиатора и воздухопровода согласовываются с помощью
специальной насадки. В трубе можно получить скорость воздуха до 60 м/сек.
Вода подогревается в четырех электрических печах с суммарной мощностью
около 300 квт\ эта мощность заведомо завышена, чтобы обеспечить
устойчивую температуру воды. В отдельной части установки (фиг. 54, справа)
можно испытывать радиаторы непосредственно на автомобиле, а также
измерять все потребление энергии на пути охлаждающего воздуха. Сменными
соплами и перестановкой лопастей вентиляторов обеспечивается широкая
возможность приспособления стенда к данной лобовой поверхности
радиаторов и скорости автомобиля. На стенде можно проводить измерения при боль-
\
\
1г
Pi Рг h
Фиг. 53. Схема установки FKFS для испытания радиаторов:
/ — электронагреватель; 2 — нагревательные элементы; 3 — водомер;
4 — комбинированный нагреватель; 5 — газовая горелка; 6 — радиатор;
7 — насос для охлаждающей воды; 8 — осевой вентилятор; 9 —
электродвигатель.
ших лобовых поверхностях радиатора и испытания радиаторов при скоростях
движения автомобиля до 400 км/час. Мощность, развиваемая испытуемыми
автомобилями, передается на вращающиеся барабаны (см. далее фиг. 73),
соединенные с генераторами, ток от которых подается на электрэдвигатель
осевого вентилятора. Для измерения мощности, потребляемой вентилятором
испытываемого автомобиля, применяется торсиометр; количество
циркулирующей воды в радиаторе измеряют расходомерной трубкой (трубкой Вен-
тури).
Испытание вентиляторов
Значительный расход мощности на охлаждение двигателя, достигающий
иногда 20% мощности двигателя, в основном падает на вентилятор как при
водяном, так в особенности при воздушном охлаждении. Поэтому испытание
и усовершенствование вентиляторов охлаждения имеют большое значение.
На фиг. 55 показан стенд для исследования осевых вентиляторов,
а на фиг. 56 — установка для испытания радиальных вентиляторов.
Подача и повышение давления, создаваемые вентилятором, определяются
путем измерения статических избыточного и отрицательного давлений.
Отрицательное давление измеряют обычно в ближайшей к началу трубы точке
(фиг. 55). Предполагая скорость v одинаковой по всему сечению трубы, имеем
по уравнению Бернулли
у—~
м/сек.
Учитывая поправочный коэффициент, равный отношению динамического
напора при средней скорости воздуха к статическому давлению:
"2" 1
242

ч
Фиг. 54. Стенд для
испытания радиаторов:
—кипятильник;
2—камера предварительного
подогрева воды; 3 —
стационарный
электродвигатель постоянного тока
(200 квт% 3000 об/мин);
4 — редуктор (/ = 3:1
и 1 : 1); 5
—циркуляционный насос для
охлаждающей воды.
Фиг. 55. Стенд для
исследования
осевых вентиляторов:
/-—входная воронка;
2 — штуцеры для
присоединения
манометров; 3 — ротор;
4 — направляющие
лопатки; 5 —
дроссельное устройство;
6 —коробка передач;
7 — балансирный
электродвигатель;
8 — весы для
измерения крутящего
момента; 9 — секундо-
мерный счетчик.
УУУУ/УУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУ/УУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУУ

Фиг. 56. Стенд для
исследования радиальных
вентиляторов.
Фиг. 57. Стенд для исследования осевых
вентиляторов без кожуха:
/ — сильфон; 2 — сетка; 3 — решетка; 4 — воздушный
винт; 5 — вращающееся зеркало; 5—трос для затяжки
сильфона; 7 — шкивок.
Фиг. 58. Линии равных скоростей
воздуха, измеренных позади вентилятора
без кожуха.

подачу' V вентилятора определяют как
V =
fV— I-
7 Pi '
F м3/сек9
Р
где F — сечение трубы.
Общее повышение давления Др, создаваемое вентилятором, складывается
из динамического и статического повышения давления:
~к]'-т V^F
мм вод. ст.,
где р2 — статический избыток давления после вентилятора в мм вод. ст.;
F2 — сечение трубы у точки измерения в ж2;
v2 — осевая скорость выходящего воздуха в м/сек.
Для определения к. п. д. вентилятора tig обычно измеряют на балансир-
ном двигателе подводимую к нему мощность N, откуда к. п. д. вентилятора
_ у tap
7)
7)0 ~ ibN '
Часто осевые вентиляторы применяют без кожуха/Вследствие уменьшения
циркуляции воздуха у концов лопастей производительность вентиляторов
без кожуха меньше, чем вентиляторов с кожухом. Точный числовой расчет
вентилятора без кожуха затруднителен, и поэтому его чаще исследуют
экспериментально. На фиг. 57 показан стенд для таких испытаний. Линии равных
скоростей воздуха (фиг. 58) расположены почти по концентричным
окружностям, но сама скорость резко меняется в направлении от ступицы к концам
лопастей. Измерения давления непосредственно позади осевого вентилятора
без кожуха показывают, что в противоположность радиатору с кожухом
только относительно узкая кольцевая зона является активной, тогда как
у края и вблизи ступицы имеются обратные потоки воздуха. Последнее было
наглядно подтверждено фотографированием потока с добавлением к воздуху
струй серного дыма.
Измерения температуры
Температура измеряется жидкостными термометрами, термопарами
и электрическими термометрами сопротивления.
В зависимости от измеряемых температур, применяются термометры
с различным наполнением, в частности:
Наполнение Температура в °С
Ртуть От —30 до +500
Спирт От —40 до +50
Толуол От —70 до +110
Пентан От —120 до +20
Жидкостные термометры надо глубоко погружать в измеряемую среду
и тщательно защищать снаружи экранами и теплоизоляцией.
Для измерения более высоких температур обычно применяют термопары,
особое преимущество которых заключается в том, что воспринимающий
температуру спай можно установить даже в трудно доступных местах, тогда как
показывающий прибор может находиться в любом месте.
Если нагреть место сп1ая или сварки двух проволок из различных
металлов, оставляя свободные концы проволок холодными, то между последними
возникает электрическое напряжение, которое можно измерить
милливольтметром. Величина напряжения зависит от материала проволок и разности
245

температур спая и свободных концов, и поэтому показывающий прибор может
иметь градуированную шкалу в ° С. При испытании двигателей применяются
следующие сочетания материалов для термопар:
Термопары
Температура
в °С не более
Медь—константан 500
Железо—константан 800
Серебро—константан 800
Нихром—константан 1000
Никель—нихром 1100
Платина—платинородий 1600
Иридий—родий—иридий—торий 2000
Уголь—вольфрам 2400
Не следует применять термопары для температур ниже примерно 300° С,
так как при этом термоэлектродвижущая сила слишком мала.
Термопары необходимо очень тщательно
заделывать, чтобы обеспечить хорошую теплопередачу
к спаю и отсутствие теплоотвода от термопары.
На фиг. 59 показано размещение термопар внутри
выпускного клапана.
Так как милливольтметр получает напряжение,
обусловленное разностью температур горячих и
холодных концов проволоки, необходимо знать
температуру последних. Во многих случаях достаточно
измерить температуру на клеммах 3 (фиг. 60),
причем в качестве удлинительных проводов к
показывающему прибору применяются по возможности те
же материалы, как для самой термопары. Для
iliiumiuiiiiii
1
Фиг. 59. Выпускной кла- Фиг. 60. Способ включения термопар для более точных
й
пан со встроенными тер-
МОПарами ДЛЯ измерения
ТеМПературЫ В двух
точках:
р
измерений:
спай; 2 _ терМопара; 3 - клеммы; 4 - проволока; 5 - милли-
* вольтметр; 6 — термос с тающим льдом.
замера у края
— точка
в середине тарелки; 1 — че-
тырехжильный,
изолированный асбест(
термоэлектродной
проволоки; 2 —наконечник; 5
—наполнительная масса; 4 — че-
тырехканальная стеатитовая
трубка; 5 — одноканальная
стеатитовая трубка;
6—вставка и спай.
камера более ТОЧНЫХ ИЗМереНИЙ, В ЧаСТНОСТИ ДЛЯ ИСКЛЮЧе-
?ы?ехжил1ный?и^олиро- ния влияния температуры помещения, холодный
ванный асбестом шнур из СПаЙ ПОМеЩЗЮТ В ТаЮЩИЙ Лед (фиг. 60).
Электрические термометры сопротивления
работают на принципе изменения сопротивления
металлических проводников при изменении температуры.
Мерой температуры является величина изменения
сопротивления, измеренная мостиком Уитстона.
Измеритель может быть выполнен в виде стрелочного прибора или само-
пишущим» Для измерения высокой температуры, особенно температуры
сгорания, применяют оптические методы. В монохроматических
пирометрах яркость свечения наблюдаемого пламени сравнивается со свечением
калиброванного тела на некоторой определенной волне, выделяемой
светофильтром. Пирометры для полного излучения более просты в обращении
и дают непосредственные показания и запись средней температуры.
246

Фиг. 61. Одноцилиндровый двигатель FKFS в разрезе.
Фиг. 62. Общий вид установки FKFS.
247

При разработке новых типов двигателей и для научно-исследовательских
работ исследования сгорания и детонации, измерения мощности,механические
и термические исследования проводятся на экспериментальных
одноцилиндровых двигателях (фиг. 61), в которых чаще всего имеется возможность менять
степень сжатия. На фиг. 62 показан общий вид установки с балансирным
электрическим тормозом и весами для измерения крутящего момента.
Приборы для измерения колебаний
Устранение колебаний на двигателе и автомобиле имеет важнейшее
значение как для увеличения их срока службы, так и для повышения удобства
пассажиров. Меры борьбы с колебаниями изложены в разделе «Колебания
автомобиля».
В качестве приборов для измерения колебаний служат вибрографы
со щупом, которые можно вручную подводить к исследуемой детали или
крепить жестко на автомобиле.
Изменяя положение вибрографа, можно
измерять колебания в различных
Фиг. 63. Автомобильный двигатель с*
электрическими вибрографами.
Фиг. 64. Резонансный измеритель
колебаний—вибротест (фирма Carl
Schenck).
направлениях, например, горизонтальные и вертикальные (фиг. 63).
Самое измерение колебаний может производиться механическим или
электрическим способом.
Механические вибрографы применимы главным образом для низких частот
(примерно до 60 гц или 3600 колебаний в минуту). Прибор вибротест (фиг. 64)
представляет собой резонансный прибор по типу известных вибрационных
частотомеров. В приборе имеется язычок с шариком на конце; длину язычка
можно менять. Прибор прижимают концом к месту измерения и посредством
настроечной кнопки меняют длину язычка до тех пор, пока видимый позади
прозрачной шкалы шарик не приобретет максимального размаха
колебаний; этим сразу определяется и частота и амплитуда колебаний. Наименьшая
ощущаемая прибором амплитуда колебаний 0,005 мм\ диапазоны частот 360—
1200 кол/мин или 1000—3000 кол/мин.
Приборы, основанные на электрическом принципе действия, применяются
главным образом для измерения более высоких частот. Примером может слу-
248

жить прибор виброметр (фиг. 65). В датчике имеется колеблющаяся катушка.
Вследствие относительного перемещения корпуса датчика и катушки в
последней индуктируется ток, вызывающий отклонения стрелки на
показывающем приборе. Цифры на шкале являются практической мерой оценки
равномерности хода. Серийно изготовляемые двигатели и другие механизмы испы-
тываются на необходимую степень уравновешенности. Датчик применяете»
совместно с приложенным к нему
показывающим прибором,
который не выделяет отдельных
элементов колебания (низкие
и высокие частоты), а только
показывает общее действие
всех колебаний в заданном
направлении, как меру общей
степени уравновешенности. При
равных амплитудах показания
этого прибора повышаются с
увеличением частоты. Это не
является нежелательным, так
как из опыта известно, что
колебания тем больше мешают,
чем выше их частота. Если,
однако, требуется более
подробное изучение протекания . сс ^ .
Г Л Л* г г, „Л,ТГ1ТЛ „п„пЛпп„„ Фиг- 65- Электрический прибор для измерения
колебании, МОЖНО присоединить колебаний -виброметр (фирма Carl Schenck).
датчик к катодному
осциллографу. В этом случае можно детально наблюдать протекание колебаний,
а-также посредством фильтрующих контуров выделить колебания вне
данного диапазона частот.
Диапазон частот виброметра находится между 900 и 6000 гц\ наименьшая
амплитуда 0,002 мм. В принципе электрические приборы для измерения
колебаний применимы и для значительно более высоких частот.
ИЗМЕРЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ АВТОМОБИЛЯ
Исследования динамических качеств автомобиля заключаются в
определении максимальной скорости, преодолеваемых подъемов, параметров
разгона. Динамические качества автомобиля можно определять при
испытаниях в дорожных условиях или на стенде, а также при испытании модели,
автомобиля.
Располагаемая мощность
Внутренние потери в силовой передаче
Отношение располагаемой мощности на ведущих колесах к мощности
на маховике двигателя называется коэффициентом полезного действия
(к. п. д.) силовой передачи. Наиболее распространенными методами
определения потерь в механизмах силовой передачи являются метод поглощения
мощности и метод циркуляции мощности. Последний применяется в тех
случаях, где требуется высокая точность измерения.
На фиг. 66 показана схема стенда для испытания коробки передач 2 по методу
поглощения мощности. Потери в коробке передач определяются как разность моментов
на балансирно подвешенном электродвигателе 1 и балансирно подвешенном тормозном
генераторе 3, с учетом числа оборотов на входе и выходе. В испытательной установке для
определения потерь в карданных валах и резиновых соединительных муфтах (фиг. 67)
возможен взаимный сдвиг ведущего и ведомого валов. Стенд приводится в действие балансир-
ным электродвигателем Л Нагрузка создается балансирным генератором 2. В установке для
испытания главных передач и дифференциалов (фиг. 68) при воспроизведении движения по
прямой оба балансирных тормоза 2 должны иметь одинаковые скорость и нагрузку Меняя
напряжение на клеммах при постоянном токе, можно воспроизвести работу при движении
по кривой. ■ 2^

Фиг. 66. Стенд для испытания коробок передач по методу поглощения
мощности.
Фиг. 67. Опытная установка для определения потерь в шарнирах
и резиновых муфтах.
,1,
Фиг. 68. Схема стенда для
определения внутренних
потерь в главной передаче и
дифференциале:
/ —балансирный
электродвигатель; 2 — балансирный
генератор.
Ркг
0J5
Г Мкгм
0,5
0,3
0,2
0,1
//
Г
/j
/
/
О 20 W 60 80 100 120 Vkm/чпс
Фиг. 69. Вентиляционное сопротивление колеса с
проволочными спицами в зависимости от скорости движения
автомобиля и формы крыльев (Р — окружное усилие на колесе;
М — крутящий момент).
250

Для приближенного учета к. п. д. силовой передачи можно принять следующие средние
значения к. п. д. отдельных механизмов:
Сцепление ч\ки = 0,990
Коробка передач f]getr = 0,970
Карданный вал t\gei = 0,990
Главная передача и дифференциал *%*// == 0,995
Ведущие колеса (трение в подшипниках) f]ia = 0,995
Отсюда общий к. п. д. силовой передачи
\п = '4ku\etr'4gel'rldiff1\la = °>9'
Внешние потери в силовой передаче
Внешними потерями в силовой передаче являются потери в колесах.
Вентиляционные потери в колесах. Величина вентиляционных потерь
меняется в зависимости от конструкции колеса (дисковое, с деревянными или
проволочными спицами), формы крыльев и скорости движения автомобиля.
Вентиляционные потери Wv можно определить по формуле
Wv = оси2 кг,
где'а — коэффициент;
v — скорость движения в м/сек.
Результаты измерения вентиляционных потерь в колесе в зависимости
от скорости при различных формах крыльев показаны на диаграмме (фиг. 69).
Потери на качение и смятие шин. Потери на качение и смятие шин можно
определить на установке, показанной на фиг. 70. Колесо приводится во
вращение от балансирного двигателя и нагружается гирями до требуемой
величины. Потери на качение и смятие определяются как разность между всей
затрачиваемой мощностью и потерями в самом стенде.
Для наиболее точных измерений потерь на качение и смятие стенд должен
иметь плоскую беговую поверхность (фиг. 71), так как при испытании на
барабане шина сминается сильнее.
Шина катится по бесконечной стальной ленте, натянутой на два барабана. Лента опирается
в том месте, где по ней катится шина, на опорный стол с воздушной подушкой. Рама, в которой
укреплено колесо, может перемещаться в продольном направлении. Сопротивление качению
измеряют по величине усилия, необходимого для удержания колеса на месте.
Смятие шины приводит к ее нагреванию, способствующему увеличению износа шины
и уменьшению срока службы каркаса. Для точного определения температуры шины служит
термопара (фиг: 72), вкалываемая в шину.
Потери на скольжение и буксование. Потери на скольжение возникают,
если к окружности колеса приложено какое-либо усилие, а потери на
буксование — если при больших окружных усилиях сцепление между колесом
и дорогой оказывается недостаточным.
Таким образом, к. п. д. внешнего привода определяется потерей на
вентиляцию колес (характеризуемой к. п. д. т\г), на качение и смятие шин (т\2)>
на скольжение и буксование (чи)- При скорости 110 км/час отдельные
значения к. п. д. составляют т\г = 0,990, ч\2 = 0,860, ч\ъ = 0,955.
Отсюда к. п. д. внешнего привода
= 0,815.
251

Фиг. 70. Стенд для определения величины
сопротивлений качения и смятия отдельного
колеса.
Фиг. 71. Стенд с плоской беговой поверхностью:
/ — воздушный компрессор; 2 — устройство для создания начального
натяга; 3 —спидометр; 4 — секундомерный счетчик; 5 — линия подвода
сжатого воздуха; 6 — линия регулировки давления в шине; 7 — опорный
стол; 8 — тяговое устройство; 9 — шина; 10 — бесконечная стальная
лента; // — устройство для уравновешивания сопротивления качению;
12 — приводной электродвигатель.
252

Сопоставляя к. п. д. силовой передачи f\tri и внешнего привода i\tr» ,
получим общий к, п. д. т\, как отношение между мощностью, отдаваемой
на поверхности дороги, и мощностью двигателя:
V* = Ъгг\;п ^ 0,90,81 ^ 0,73.
Фиг. 72. Прибор для измерения
внутренней температуры шины.
Испытательные установки для измерения располагаемой мощности
Для определения располагаемой мощности на окружности ведущих
колес, т. е. мощности на дороге, разработаны стенды с беговыми барабанами
для испытания автомобилей в целом. На фиг. 73 показана схема стенда
FKFS, позволяющего испытывать двух- и трехосные автомобили в
различных эксплуатационных условиях, включая автомобили с приводом
на передние колеса и при движении с повернутыми передними колесами.
Мощность воспринимается балансирными генераторами 1 и 3 (соответственно на первой
и третьей паре барабанов); на второй паре барабанов имеются дополнительные механические
тормоза 2. Всеми барабанами можно пользоваться раздельно, а при надобности они
связываются между собой с помощью механической передачи. Электрические тормоза третьей пары
барабанов встроены внутрь и могут поворачиваться вместе с барабанами, соответственно углу
поворота управляемых колес, до 45° в обе стороны. Барабаны можно передвигать в поперечном
направлении, в результате чего можно регулировать расстояние между осями от 900 до 2000 мм;
наименьшее расстояние а между второй и третьей парой барабанов равно диаметру барабана.
Для измерения горизонтальных сил, действующих между колесами и дорогой, служат три
динамометра, установленные с предварительным натягом и измеряющие усилия в направлении
движения и перпендикулярно к нему. На фиг. 74 показан общий вид этого стенда. На заднем
плане видны установленные слева и справа циферблатные весы, показывающие крутящий
момент на двух балансирных электрических тормозах первой пары барабанов. По середине
заднего плана виден динамометр, служащий для измерения тягового усилия. Слева
помещается пульт управления со щитами включения отдельных машин и нагрузочных
сопротивлений.
Испытательные стенды должны работать как при больших скоростях
и малых крутящих моментах, так и с малыми скоростями и большими
крутящими моментами, вследс/гвие чего электрические тормоза приходится делать
очень большими. В стенде фирмы Siemens — Potthof (фиг. 75) удалось
существенно уменьшить размеры тормоза путем помещения между ним и беговым
барабаном повышающей передачи. При этом тормоз и редуктор находятся
на общей балансирной раме, что дает возможность измерить момент и
мощность.
На стенде Junkers (фиг. 76) мощность поглощается гидравлическими
тормозами. Для уменьшения размеров тормозов между ними и беговыми
барабанами помещены повышающие передачи. Такие стенды нередко применяются
поставщиками автомобильного топлива для обслуживания потребителей.
При длительных испытаниях автомобиля на стенде с беговыми барабанами
получается значительный износ шин. Тормозной стенд Technorat (фиг. 77)
имеет грейферные муфты для присоединения тормозных генераторов к
ведущему мосту поднятого на. домкраты автомобиля. Мощность измеряется
по величинам тока и напряжения. Кроме того, на установке можно измерять
охлаждающую воду и расход топлива, а также производить анализ
отработавших газов.
253

Фиг. 73. Стенд о беговыми барабанами для испытания автомобилей:
/ — балан^иряьй генератор с вращающимся корпусом? 2 — дополнительный
механический тормоз'; 3 — балансирный генератор, постоянно укрепленный;
4 — съемная передача.
Фиг. 74. Стенд для испытания автомобилей:
пара беговых барабанов: 2 — вспомогательные барабаны;
3—генераторы, служащие беговыми барабанами.
Фиг. 75.
Тормозной стенд фирмы
Siemens — Potthof:
/—главный редуктор;
2 —коробка передач;
3 — тормозной
генератор; 4 — балансир-
ная рама.
364

Фиг. 76. Стенд с беговыми барабанами и гидравлическим1
тормозом:
1 — спидометр; 2 — прибор для измерения тормозного усилия; 3 —
топливный бак; 4 — водяной бак; 5 — сливная труба; 6 — подача воды
в тормоз; 7 — тахометр; 8 — автоматическое регулирование; 9 —
беговые барабаны; 10 — редуктор; // — гидравлический тормоз; 12 —
привод к тахометру; 13 — привод к спидометру.
255

Фиг. 77. Схема устройства
испытательного стенда
Technorat:
/ — тормозные генераторы
для измерения мощности
на каждом колесе;
2—грейферные соединительные
муфты; 3—домкраты;
4—распределительный щит с
сопротивлениями и
измерительными приборами,
5 — трубы для подвода и
отвода охлаждающей воды;
6 — прибор для измерения
расхода топлива, 7 —труОа
для отвода отработавших
газов; 8 — анализатор
отработавших газов.
Фиг. 78. Измерительный каток.

Мощность, необходимая для преодоления сопротивлений движению
Сопротивления движению делятся на следующие виды:
1. Сопротивление качению и смятию, скольжению, буксованию и
вентиляционное сопротивление ведущих колес, а также сопротивления качению,
смятию и вентиляционное неведущих колес. Эти сопротивления в сумме
обозначаются Wx. Сопротивление качению неведущих колес определяется
коэффициентом трения качеция колес по дороге. Для определения этого
коэффициента фирма Peiseler разработала конструкцию измерительного
катка, непосредственно показывающего или записывающего на диске
коэффициент трения (фиг. 78).
2. Сопротивление воздуха W2.
3. Сопротивление подъему WB.
4. Сопротивление W74 ускорению.
Мощность, необходимая для преодоления отдельных сопротивлений,
определяется как
Сопротивления в силовой части автомобиля рассмотрены в предыдущем
разделе.
Определение сопротивления воздуха
Сила сопротивления воздуха определяется выражением
где р—плотность воздуха в кг-сек2/м*\
F — площадь поперечного сечения автомобиля (лобовая площадь) в м2\
v — скорость движения автомобиля в м1сек\
с—безразмерный коэффициент (коэффициент обтекаемости), зависящий
в основном от формы автомобиля, шероховатости поверхности,
наличия открытых вращающихся частей.
Плотность воздуха р зависит от барометрического давления и
температуры:
о^0,00473 А,
'о
где Во — показание барометра в мм рт. ст.;
Го — температура в град. абс.
Если не учитывать эту зависимость то при зимних и летних испытаниях
можно получить разницу в мощности сопротивления воздуха до 10—15%.
Испытания на выбег. Исходя из того, что сила равна массе, умноженной
на ускорение можно определить величину суммарного сопротивления путем
измерения массы и замедления автомобиля. Отсюда можно вычислить
сопротивление воздуха как разность между суммарным сопротивлением и частным
сопротивлением, складывающимися из сопротивления качению и смятию
шин, силы трения в силовой передаче и вентиляционного сопротивления
колес. Это частное сопротивление можно измерить на стенде с беговыми
барабанами; при этом необходимо создать такое же давление в шинах и
температуру масла в силовой передаче, как при испытании автомобиля на выбег.
При определении общей массы автомобиля необходимо учитывать влияние
вращающихся масс силовой передачи, составляющих около 4% общей массы.
Испытания на выбег следует проводить на горизонтальном участке дороги.
Для исключения влияния попутного или встречного ветра испытание на выбег
17 Бюссиен 257

надо проводить в обоих направлениях; без существенной ошибки можно
принять за коэффициент сопротивления воздуха среднее геометрическое из двух
полученных значений.
Опыты на моделях. Для вновь проектируемых автомобилей необходимо
знать их коэффициент обтекаемости. Для этого в аэродинамической трубе
испытывают модели, точно воспроизводящие автомобиль в уменьшенном
масштабе. Известны три основных типа аэродинамической трубы: типа Gottinger,
типа Eiffel и английского типа. В первой трубе (фиг. 79, а) струя воздуха
от входного сопла с помощью воздухопроводов и направляющих лопаток
возвращается в сопло. Отношение между мощностью электродвигателя на венти-
(
i N
[ 1
\^
Г
/
——
т.
Ц
л
\
1
б)
Фиг. 79. Аэродинамические трубы:
а — испытательный участок; / — направляющие лопатки; 2 — электродвигатель; 3 — осевой
вентилятор; 4 — сопло; 5 — выпрямляющая решетка.
ляторе Nm и мощностью воздушного потока в сопле ND рассматривается
как коэффициент мощности iq =
P
и колеблется в пределах 0,4—0,8.
Мощность ND определяется выражением
v2 = F -~ v3 кгм/секу
где Q — подача воздуха в м3/сек;
F — площадь сопла в ж2;
р — плотность воздуха в кг-сек2/м*;
v — скорость истечения в м/сек.
При р = -g- мощность ND =
1200
Л. С.
Такая аэродинамическая труба позволяет во время работы иметь доступ
к участку свободной струи, а следовательно, доступ к моделям и
измерительным устройствам; действие свободной струи в аэродинамическом отношении
дает хорошее приближение к действительности.
В трубе конструкции Eiffel (фиг. 79, б) испытательный участок также
представляет собой свободную струю. Недостатком этого типа трубы является
то, что испытательный участок находится под разрежением, так как обратный
258

путь воздуха свободен. Вследствие этого доступ к измерительному участку
во время работы возможен только через шлюз. Коэффициент мощности -ц
достигает 0,6.
Аэродинамическая труба английского типа (фиг. 79, в) состоит в
основном из туннеля, на входном конце которого установлены сопло и
выпрямляющая решетка. На другом конце туннеля, расширенном в виде диффузора,
помещается вентилятор. Коэффициент мощности у английских каналов
бывает весьма благоприятный. Недостатком этого типа труб является
плохой доступ к моделям.
Действующие на испытываемые тела
силы и моменты от воздушной струи
измеряются посредством весов. Модели
устанавливают в рамках (фиг. 80),
к концам которых крепят проволочные
растяжки. При испытаниях в
аэродинамической трубе следует учитывать,
кроме геометрического подобия модели
Фиг. 80. Модель со вспомогательной
рамкой.
Фиг. 81. Подвеска модели над
подвижной дорогой.
и автомобиля, также влияние дороги. Наибольшее приближение к
действительным условиям получается при расположении близ модели ленты,
движущейся со скоростью воздушного потока (фиг. 81). Чтобы полученные
результаты соответствовали реальному автомобилю, необходимо сохранить
критерий подобия, т. е. числа Рейнольдса модели и автомобилей в
натуральную величину должны быть одинаковы. Число Рейнольдса определяется
выражением
Re-
vd
где v — скорость воздуха в м/сек\
d — размер, характеризующий тёлй, в м;
v — кинематическая бйзкость ш м^/сек.
В моделях автомобили размер характеризующий корпус (например,.
Колесная база), уменыпей пропорционально масштабу модели; для
поддержания постоянной величины числа Рейнольдса следовало бы в таком жеотноше-
нии увеличить скорость воздушного потока, т. е. скорость обдува, что
вызвало бы технические затруднения. Однако опытами установлено, что при*
числах Рейнольдса свыше примерно 3,5-105 коэффициент обтекаемости с
становится почти постоянным (фиг. 82). Это число Рейнольдса соответствует
скорости воздушного потока около 35 м/сек.
Условия обтекания можно также определять, измеряя давление на
поверхности модели. Для этого в модели делают отверстия, от которых отводят
наружу тонкие медные трубки. На фиг. 83, а показан результат такого
измерения вокруг корпуса автомобиля обычной формы, на фиг. 83, б —
вокруг обтекаемого автомобиля Камм. В местах / с пониженным давлением-
17* 25$

скорость воздуха большая, чем скорость обдува; в местах 2 с повышенным
давлением — меньшая скорость, местами нулевая.
Существенную помощь в исследовании факторов сопротивления воздуха
оказывают способы визуального наблюдения воздушного потока около
моделей. Наблюдение двухмерного потока возможно в водяном канале (фиг. 84).
Если насыпать в воду алюминиевый порошок, можно сделать видимым
направление потока, в соответствии с длиной видимых нитей потока можно
судить о скоростях. Трехмерную,
пространственную структуру
потока можно наблюдать в
аэродинамической трубе с помощью
дымовых струй (фиг. 85).
0 ZWJ ^1O'J 6-105 8-705 Re
Фиг 82. Коэффициенты
обтекаемости с в зависимости or числа
Рейнольдса Re:
1, 2, 3, 4 — автомобили различных
форм; 5 — шар.
V У
Фиг. 83 Измерение давления вокруг модели.
Кроме исследования аэродинамических качеств автомобиля, нередко
желательно при испытаниях в аэродинамической трубе воспроизвести
влияние различной погоды. Труба фирмы Ford позволяет исследовать
сопротивление воздуха при лобовом и угловом обтекании автомобиля, а также в самых
разнообразных условиях погоды. С помощью холодильной установки
температуру в канале можно довести до —20° С, а посредством нагревательного
устройства — до + 60° С. Можно исследовать влияние влажности воздуха
и содержания кислорода, а также воспроизводить дождь и пыль.
В воздушном канале американской конструкции (фиг, 86) измеряется
не сила сопротивления воздуха, а только мощность. Охлаждающий
встречный поток воздуха создают шесть вентиляторов 7, соединенных попарно
с тремя электродвигателями постоянного тока мощностью по 100 л. с Три
вентилятора имеют по 10 лопастей, остальные три — по 15. В зависимости
от включения можно создавать скорость воздушного потока 5—ПО м/сек
и изменять ее в этих пределах через 1 м/сек. Во избежание чрезмерного
загрязнения отработавшими газами часть воздуха циркулирует, а часть —
отводится наружу и заменяется свежим воздухом, Количество поступающего
воздуха регулируется устройством 3. Мощность на ведущих колесах
измеряется с помощью электрических тормозов 2 на беговых барабанах.
Измерительные устройства. Для исследования моделей, оперения и т. п.
в аэродинамической трубе испытываемое тело подвешивают на тонких
проволоках (фиг. 87). Во избежание возникновения колебаний и для получения
260

Фиг. 84. Модель на подвижной дороге в водяном канале.
Фиг. 85. Обтекание модели дымовыми струями.
Фиг. 86 Американский стенд для испытания автомобилей.
261

достаточной устойчивости при обдуве устанавливают с помощью грузов
предварительный натяг, а иногда вводят демпферы в виде пластин, погруженных
в воду или масло. Проволока, идущая к весам, передает горизонтальную
слагающую силы сопротивления воздуха. Часто приходится также
экспериментально определять вызванные сопротивлением воздуха подъемную силу
и опрокидывающий момент относительно поперечной оси. В этом случае
применяют трехкомпонентные весы. Для более углубленных исследований
находят силы и моменты, возникающие при боковом обдуве модели. Кроме того,
определяются, например, боковые силы у передней и задней осей и момент
относительно вертикальной оси. В этом случае применяют
многокомпонентные весы (фиг. 88).
\
Фиг 87. Подвеска модели автомобиля на
проволоках
f / — груз для создания предварительного натяга;
2—тарировочный груз; W — лобовое сопротивление.
В качестве весовых устройств в простейших случаях применяют обычные
весы с нагружением гирями, но большей частью — весы с передвижением
гири вручную или электрическим способом и циферблатные весы. Часто
применяются для аэродинамической трубы также специальные весы с
автоматической записью, причем все измеряемые величины записываются
непосредственно у модели или на расстоянии.
Скорость потока в аэродинамической трубе измеряют трубками Прандтля,
а давление — большей частью пьезометрами. В простейшем случае
достаточна подковообразная трубка с измерением разности уровней h\ тогда
давление
где р — плотность воздуха в кг-сек*/м*\
v — скорость воздуха в м1сек\
7 — удельный вес жидкости в пьезометре в кг/м3.
При наполнении пьезометра водой Др = h.
Для измерения направления потока воздуха существуют различные
приборы. Для малоискривленного потока простым средством измерения
направления служит диск Sera (фиг. 89, а). Он представляет собой трубку
с припаянной на конце круглой шайбой, имеющей в центре отверстие
диаметром 0,4 мм для измерения давления. Покачивая трубку в потоке, замечают
момент перегиба кривой давления и соответствующее ему отклонение трубки
от нулевого положения (фиг. 89, б).
Прибор для измерения динамического напора (фиг. 90) состоит из
цилиндрической трубки, имеющей два отверстия (под углом 42° к плоскости
симметрии), соединенных с двумя напорными трубочками, находящимися внутри
262

Фиг. 88. Шестикомпонент-
кые весы:
А^ —- подъемная сила на задней
оси; AV=AV + Av —подъемная
сила на передней оси; М —
момент относительно поперечной
оси; Sfo — боковая сила на
задних колесах; S—боковая сила
на передних колесах, W — ^ила
сопротивления воздуха; S —
грузы для предварительного
натяга.
\
-1
\
5-2
\
0-1
Т~
н
7/7-
-20
-щ
-60
-80
5 П
\
1 t
\
\
5 t
\
/1
У
Фиг. 89. Диск Sera и протекание давления Р при различных углах ф поворота
диска по отношению к потоку.
30 \60 90 ПО 150 ф 180
Фиг. 90. Цилиндрическая трубка для зондирования двухмерного
потока и распределение давления на "поверхности цилиндра в
зависимости от углового положения.
263

Направпение
потока
Фиг. 91. Зонд с тремя напорными трубками.
Напрабление
потока
Eia
" К
пьезометрам
Фиг. 92. Зонд с пятью напорными трубками:
градуированный диск* 2 — направляющая штанга; 3 — напорные
трубочки; 4 — зонд, 5 — отражатель.
Фиг 93. Шариковый зонд с приспособлением для
измерения углов.
264

нее. Уже при сравнительно небольшом повороте трубки относительно потока
получаются большие отклонения на измерителе давления, и потому прибор
является чувствительным к изменению направления потока. Когда поток
направлен прямо на среднюю линию цилиндра, расположенные под углом 42°
отверстия измеряют статическое давление. Если повернуть трубку вокруг
оси на 42°, то отверстие, находящееся под углом 0°, измерит суммарное
давление. На графике показано распределение давлений на поверхности
цилиндра в зависимости от угла поворота Ф.
Для исследования пространственно
искривленного потока применяют зонды (фиг. 91),
составленные из трех напорных трубок
(трубок Пито), расположенных под углом 63° одна
к другой. При работе с двумя такими зондами
в двух взаимно перпендикулярных
плоскостях можно осуществить пространственное
измерение направления потока (с одним
зондом— только в одной плоскости). При
измерении в одной плоскости две боковые трубки
служат для приведения зонда в нулевое
положение, тогда средняя трубка сразу показывает
суммарное давление, а обе боковые —
статическое давление. При определении
направления посредством двух зондов надо оба
измерения производить одно за другим.
Измерительный зонд, показанный на
фиг. 92, состоит из пяти трубок, из которых
две пары в двух взаимно перпендикулярных
плоскостях расположены под углом около 63°
к пятой — центральной трубке. Для
практического применения зонд крепят в специальном
приспособлении, позволяющем поворачивать
его в горизонтальной и вертикальной
плоскостях. Оси вращения пересекаются в средней
точке измерения так, что местоположение головки
и измерение поэтому производится в одной
Фиг.
94. Принцип действия
шарикового зонда.
зонда не меняется,
точке. Каждая пара
противолежащих трубок присоединена к одному пьезометру; когда ось зонда
совпадает с направлением потока, оба попарных пьезометра показывают
нуль. После этого можно отсчитать на градуированных шкалах угловые
направления потока. Нулевое деление на обеих шкалах определяется
предварительной продувкой в нормальной воздушной струе. Для измерения
скорости центральную трубку присоединяют через пьезометр к одной из пар
наклонных трубок, показывающих статическое давление.
Шариковый зонд (фиг. 93) служит для определения направления потока
при углах до 60°. Он состоит из шаровой головки /, ствола 2 с напорными
трубками 3 и соединительным штуцером 4, градуированного диска 5
и стрелки 6. Зондирующий шарик имеет пять радиальных отверстий по двум
взаимно перпендикулярным большим кругам; от этих отверстий напорные
трубки идут внутри ствола к выходному концу. Три отверстия 5, 2 и 4 лежат
в одной плоскости, под углом 45° одно к другому (фиг. 94). Отверстия / и 3
лежат в другой плоскости (перпендикулярной к первой), каждое под углом 51°
к оси 2—0. Нуль шкалы находится в плоскости дуги /—2—3. Пять
штуцеров напорных трубок соединяют отверстия резиновыми шлангами с пятью
пьезометрами. Четыре пьезометра имеют одно открытое колено; пятый
измеряет разность давлений между отверстиями 4 и 5. В качестве прибора для
сравнения применяется трубка Прандтля, показывающая суммарное,
статическое и динамическое давление. При измерении вращают зонд относительно
оси Ф до тех пор, пока пьезометр между отверстиями 4 и 5 не станет на нуль.
Это означает, что дуга /—2—3 лежит точно в направлении потока, и таким
265

образом будет определен угол Ф на шкале. После этого отсчитывают давление
на пьезометрах, соединенных с отверстиями /, 2, 3, 4, и с их помощью
определяют коэффициенты для нахождения угла потока б, скорости потока и
статического давления рст.
Определение сопротивления подъему и разгону
Обозначая суммарную мощность, потребную для преодоления внешних
сопротивлений, через Nz, определим остаток мощности, расходуемый на
преодоление подъема и создание ускорения:
NS + NB = N-NZ9
где Ns — мощность, необходимая для преодоления подъема;
NB — мощность, необходимая для создания ускорения;
N — располагаемая мощность на ступицах колес.
Сила сопротивления подъему Ws определяется выражением
s ^-^ кг,
тде G — вес автомобиля в /сг;
a — угол подъема в град.;
р — подъем в процентах.
Обозначив скорость движения через V км/час, определим мощность,
необходимую для преодоления подъема:
_ =____
Ст
Мощность, необходимая для создания ускорения поступательно
движущи 1
'щихся масс при изменении скорости -т- = о:
д/ __G_ dv_ V
bl~ g ' dt * 3,6.-75 Л' C'y
где g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
v — скорость движения в м/сек.
Мощность, необходимая для создания ускорения вращающихся масс:
Лг dv 1 V ^ n 2
NW~dt'~' "3^75 ^Jk Л- С'>
где г — радиус качения ведущих колес;
J — моменты инерции вращающихся масс;
X — передаточное отношение между вращающимися массами и
ведущими колесами.
Отсюда полная мощность, необходимая для создания ускорения:
С достаточным приближением можно принять, что
Отсюда приближенная величина мощности
д, _ bV.\\G _ bVG
yvfi^ 270^ ~" 2410 '
Как показано выше, располагаемая для ускорения мощность
NB = N-Ng-Ns.
Мощности N n N2 можно определить описанными выше методами. Мощ-
ость Ns определяется расчетным путем. Отсюда определяют запас мощности,
266

который может быть использован для создания ускорения. Зная эту
мощность, можно вычислить ускорение при определенной скорости движения
b = ву G м!сек\
Это теоретически достижимое ускорение сравнивают со значениями
ускорений, полученными при дорожных испытаниях.
Дорожные испытания
Мерный участок дороги для испытаний должен быть прямой, хорошо
просматриваемый, длиной не менее 1,6 км, защищенный от ветра; перед
мерным участком и после него должны иметься двухкилометровые подходы
для разгона и выбега. Дорожные испытания для определения динамических
качеств включают следующие серии опытов:
а) разгон автомобиля на прямой передаче со скорости 10 км/час до
максимальной скорости при полностью открытой дроссельной заслонке;
б) разгон на отдельных передачах до максимального числа оборотов
двигателя;
в) разгон с места до максимальной скорости;
г) определение минимальной и максимальной скорости на прямой
передаче;
д) выбег с максимальной скорости для определения коэффициента
сопротивления воздуха.
Кроме того, при испытаниях на разгон производятся также испытания
тормозов, так как потребные в обоих случаях приборы одни и те же.
Приборы, применяемые для
измерения ускорений, замедлений, скорости,
пути и времени, можно разделить на
следующие:
а) приборы с пистолетной
отметкой;
б) инерционные измерители
ускорения;
в) приборы с приводом от
буксируемого колеса.
Способ пистолетной [отметки
Пистолет Schumann с электрическим запалом
(фиг. 95) подает выстрелом сигнал к торможению.
Пистолет заряжен красящей смесью и при
выстреле наносит на дорогу первую отметку. При
нажатии педали тормоза замыкается
электрический контакт и происходит второй выстрел со
второй отметкой. Третьей точкой является место
остановки в конце торможения. На участке
между первой и второй точками торможения
нет; замерив его длину Sj и по электрическому
секундомеру время между выстрелами, можно
вычислить скорость движения. Расстояние s2
между второй и третьей точками является
собственно тормозным путем. Отсюда определяется
средняя величина замедления:
b =
2s2
м1 сек2
Фиг. 95. Установка пистолета для
дорожных отметок:
/ — пистолет; 2 — часы Lobner (во время
испытания находятся внутри автомобиля);
3 — педальный контакт.
Инерционные измерители ускорений
Действие жидкостного измерителя ускорений (акселерометра, показанного на фиг. 96, а)
основано на принципе инерционной массы. При ускорении или замедлении ртуть перемещается
и через масло малой вязкости передает гидростатическое давление на коробку барометра-
анероида 1. Слой масла в левом (переднем) сосуде служит демпфером.
267

Акселерометр Siemens (фиг. 96, б) имеет две гидростатические трубки, из которых одна
служит для измерения замедлений при торможении, а другая — ускорений при разгоне.
В акселерометре Tapley (фиг. 96, в) управляющий маятник 9 качается в сосуде 8,
заполненном маслом для демпфирования. Маятник намагничен и увлекает с собой находящийся снаружи
сосуда якорь 10, укрепленный на легкой рамке, качающейся на оси 13 соосно с маятником.
Рамка соединена с червяком, находящимся в зацеплении с сидящей на оси 12 шестеренкой,
которая связана с вращающейся шкалой. Шкала (фиг. 97) имеет два ряда делений: левый ряд
обозначает величину силы инерции при ускорении или замедлении на единицу веса автомобиля,.
а правый — угол подъема автомобиля к горизонтали.
На фиг. 98, а показан простой самопишущий измеритель ускорений (акселерограф), в
котором запись производится на движущейся целлулоидной пленке. Масса 1 укреплена одним
концом на стальных лентах 2 и 3, другим концом опирается на призмы 5 и 6. Собственная
частота системы — около 40 гц. В алюминиевой полоске 4, связанной с пишущим острием
и помещенной между полюсами электромагнита, возбуждаются вихревые токи, создающие
почти критическое демпфирование системы. Прибор одинаково пригоден для регистрации
как горизонтальных ускорений автомобиля, так и вертикальных (исследование подвески и т. п.).
В акселерографе, показанном на фиг. 98, б, используются пьезоэлектрические явления
в кристаллах. На кварцевую или турмалиновую пластинку 7, вырезанную по электрической
оси и имеющую на противоположных сторонах металлическое покрытие, опирается через
изолирующую накладку груз 8; нижняя сторона пластинки заземлена. Верхняя сторона
пластинки приобретает электрический заряд, пропорциональный в широком пределе изменению
давления; заряд измеряется или фотографически регистрируется посредством струнного
электрометра. Этот прибор особенно удобен для регистрации кратковременных ускорений
Приборы с приводом от буксируемого (пятого) колеса
В этих приборах для записи скорости и пути применяется привод от
прикрепленного к автомобилю буксируемого колеса. Вращение такого колеса
передается на измерительный и самопишущий прибор большей частью
посредством гибкого вала через кронштейн крепления колеса.
Прибор «Bewikra» (фиг. 99) отмечает одновременно пять различных движений автомобиля
или его механизмов в зависимости от времени или от пути. Кроме процессов замедления и
ускорения, можно с его помощью отмечать одновременно также процессы включения сцепления,
переключения передач, открытия дроссельной заслонки и др. Запись скорости осуществляется
от буксируемого колеса, которое за один оборот замыкает два контакта (на скорости свыше
80 км/час один из них замыкается накоротко), в результате чего наносятся отметки на бумажную
ленту, движущуюся в приборе с равномерной скоростью. Прибор снабжен часовым механизмом,
который движет с постоянной скоростью бумажную ленту шириной 80 мм; отметки на
последней производят перья с электромагнитами.
С помощью самопишущего или контрольного колеса Peiseler (фиг. 100)
можно регистрировать весь процесс разгона или замедления, изменения
скорости, пути и времени. Основные усилия воспринимаются ремнем и
стойкой, опирающейся на кузов. Изменение направления колеса и некоторое
прижатие колеса к дороге создаются рукой. Работа с таким колесом в этом
исполнении возможна при скоростях до 80 км/час. При больших скоростях
рекомендуется шарнирно крепить прибор к автомобилю, хотя, по сообщению
фирмы-изготовителя, при опытах со скоростями до 150 км/час можно было
без затруднений вести колесо рукой. При шарнирном креплении колеса
к задней части автомобиля (фиг. 101) рама колеса может быть вытянута почти
на двойную длину. На фиг. 102 показана приборная головка непосредственно
показывающего контрольного колеса Peiseler; в данном случае стрелка
тахометра (справа) зафиксировала начальную скорость 35 км/час у а тормозного
прибора (слева) — путь торможения 15 м. Три дополнительные шкалы
тормозного прибора указывают скорости, каким должен соответствовать
измеренный тормозной путь при средней величине замедления 1,5 (внутренняя
окружность), 2,5 и 3,5 м/сек2. Например, в данном случае сразу видно, что
результат торможения оказался лучше, чем при замедлении 2,5 м/сек2, так
как при скорости 35 км/час путь торможения равен 19 м. Фиг. 103 показывает
комплектное самопишущее колесо Peiseler, а именно (слева направо):контакт
для укрепления на тормозной педали, контактные часы для отметок времени
и пишущий механизм, помещенный в головке прибора.
Для длительных испытаний разработан комбинированный прибор
(фиг. 104), объединяющий головку колеса, головку самописца, отметчик
времени и необходимые вспомогательные и контрольные устройства управ-
268

10
Фиг. 96- Акселерометры:
/ •- барометр-анероид, 2 —- ртуть Ь — масло
4 — трубка для температурной
компенсации 'J — показывающая жил кость; 6 —
капилляр; 7 — сужение аля демпфирования;
6 — колоколообразный сосуд. 9 — маятник.
10 — якорь, // — барабан; 12 — ось
барабана; 13 — ось качания; 14 — червяк.
Фиг 97 Шкала
акселерометра Tapley.
Фиг. 98. Акселерографы.
269

§ -8. 7
Фиг. 100. Колесо Peiseler
при испытании автомобиля.
Фиг. 99. Прибор «Bewikra» для испытания
автомобилей:
/ — пишущие перья; 2 — рамка для перьев; 3 —
контактные часы 4 — граммофонный часовой механизм; 5 —планка
с пазами;' 6 — кнопка освещения; 7 — включатель;
8—кассета для запаса бумаги; 9 — регистрирующая бумага;
10 — приемная кассета; // — держатель бумаги и
перематывающее устройство; 12 — валик барабана для записи;
13 — контакт, 14 — батарейка от карманного фонаря;
15 — магниты.
Фиг. 101. Колесо с вытянутой рамкой, укрепленное
на автомобиле и прижатое к дороге пружиной.
270

ления. В нем, кроме нормального регистрирующего механизма, имеются еще
два электромагнитных счетчика, которыми можно регистрировать, например,
время срабатывания пневматических тормозов в автопоездах или
возникновение толкающих и тяговых усилий при торможении прицепа. Связь с шар-
нирно прикрепленным измерительным колесом в этом случае осуществляется
посредством гибкого вала.
Фиг. 102. Приборная головка
показывающего колеса Peiseler.
Фиг. 103. Самопишущее устройство и отметчик,
времени регистрирующего колеса Peiseler.
Колесо Peiseler графически фиксирует все важные данные протекания
процесса разгона или торможения. На бумажной ленте, движущейся
пропорционально проходимому пути, делаются отметки каждую четверть секунды
для измерения скорости. Другой отметчик регистрирует начало и конец воз-*
Фиг. 104. Комбинированная головка прибора
Peiseler.
Фиг 105. Прибор «Tel»
для записи процессов
разгона и торможения.
действия на тормоз или другие требуемые отметки. Из этой записи можна
установить начальную скорость автомобиля и тормозной путь, откуда
по номограмме определяется средняя величина замедления. Далее,
вычитанием последовательных значений скорости можно установить замедления
в продолжение всего процесса торможения, время срабатывания тормоза,
нарастания тормозного эффекта, максимального замедления, т, е
протекание всего процесса.
При надлежащих отметках можно по зарегистрированному протеканикх
разгона и построенным на этих материалах кривым скорости и ускорение
выяснить качество работы испытанного автомобиля на разных передачах*.
271

продолжительность разгонов на передачах, длительность пауз для
переключения передач и возможное при этом йадение скорости за счет сопротивления
качения и воздуха. По таким записям можно установить качественное
состояние автомобиля, а при испытаниях на выбег определить потери на трение
и коэффициент обтекаемости на всем диапазоне скоростей.
Путь
Фиг. 106. Запись скорости по пути, полученная на приборе «Tel».
Прибор «Tel» (фиг. 105) для записи процессов разгона и торможения имеет в нижней части
точный спидометр, по которому можно поверять спидометр автомобиля. Посредством
включателя можно пустить в ход барабан записывающего прибора. На фиг. 106 показан образец
записи прибора. Скорости отложены по ординатам графика. Ускорения и замедления
определяются из формулы
b= dt -1
t
м/сек%.
-f N
х.
Ч
3 __—»
д
ГЦ 150
L-——-
и——
1——-
7
—г
J
Фиг. 107.
Отрезок записи прибора фирмы
Bruhn:
Самопишущий прибоо фирмы Bruhn
работает по такому же принципу, как
и прибор «Tel»; период измерения в нем
равен 2/з сек. Фиг. 107 изображает отрезок
круговой диаграммы прибора.
Наибольшая измеряемая им скорость 100 км/час.
ИЗМЕРЕНИЕ ЕЗДОВЫХ КАЧЕСТВ
Под ездовыми качествами понимают
качества автомобиля при торможении
и повороте, качество подвески, степень
комфортабельности и способность
держания дороги.
Торможение
Проверка тормозных качеств
/ — V — измерительные периоды.
автомобиля весьма важна для его
безопасности в эксплуатации. Автомобиль должен останавливаться на
кратчайшем расстоянии; минимальное допустимое замедление для
автомобиля с тормозами на всех колесах составляет 2,5 м/сек2.
Путь торможения или, точнее, пройденный путь от момента появления
препятствия до остановки автомобиля слагается из четырех отрезков.
1. Путь, пройденный за время от момента появления препятствия или сигнала к
торможению до осознания водителем необходимости тормозить. Этот путь зависит от скорости
автомобиля и от быстроты реакции водителя. Время реакции колеблется при разных обстоятельствах
от 0,2 до 1,0 сек и может быть в среднем принято 0,5 сек. При городском движении это
соответствует отрезку пути около 5 м. Вследствие этого техническое испытание тормозов нельзя
проводить путем измерения длины участка, пройденного после какой-либо отметки или сигнала
к торможению. В особенности при малой начальной скорости такой метод может внести ошибку
до 50%; сравнение двух автомобилей возможно только при испытании их одним и тем же
водителем.
2. Путь, пройденный за время перестановки ноги на педаль тормоза и нажатия педали.
3. Путь, пройденный за время срабатывания механизма тормоза, т. е. от начала
воздействия на тормоз до начала торможения. Он в основном зависит от вида тормозного привода;
в случае применения вакуумных и пневматических тормозов требуется больше времени, чем
при чисто механических и гидравлических.
4. Собственно тормозной путь от начала замедления до остановки автомобиля.
Сравнительные испытания тормозов должны всегда проводиться на
одинаковом участке при сухой погоде. Дорожное покрытие — асфальтобетон или
272

бетон. Участок следует выбирать совершенно ровный, с уклоном менее 1%.
Испытание производится в обоих направлениях. Надо избегать блокировки
колес, так как при этом тормозной путь удлиняется. Вес автомобиля при
торможении не имеет значения, как видно из формулы для вычисления длины
тормозного пути.
Для лабораторных испытаний тормозов служат специальные стенды. На фиг. 108 показана
схема тормозного стенда Bendix, позволяющего, кроме измерения тормозного усилия, также
обнаружить неправильность регулировки тормозов, дефекты в накладках и т. п. Электродви-
Фиг. 108. Стенд Bendix для испытания тормозов.
гатель 1 вращает посредством червячной передачи 2 два катка 4, соединенных между собой
цепью. Колесо испытываемого автомобиля устанавливают на катки, пускают электродвигатель,
затем приводят в действие тормоз. По мере торможения возрастает потребный крутящий момент
на катках. Реакция этого момента измеряется с помощью балансирно подвешенной коробки
передач 3 и динамометра 5, показания которого являются мерой усилия торможения.
Для приближения процесса испытания тормозов автомобиля к условиям эксплуатации
разработаны тормозные- испытательные установки, на которые автомобиль наезжает со сравни-
Фиг. 109. Схема устройства стенда с подвижными
площадками для испытания тормозов:
М — масса автомобиля; v — скорость автомобиля; -б
—тормозное усилие; т — масса площадки.
тельно большой скоростью и затормаживается во время наезда. Все колеса автомобиля
опираются в это время на площадки, которые могут перемещаться в направлении качения автомобиля,
увлекаемые заторможенными колесами; эти площадки сжимают установленные перед ними
пружины (фиг. 109).
Расположенные на уровне дороги площадки представляют собой жесткие сварные рамы
из листовой стали» покрытые рифленым железом, на которое для повышения сцепления с шинами
наварены выступы. Чтобы испытывать и легкие, и самые тяжелые автомобили, площадки
сделаны весьма жесткими, практически не деформируемыми, но приняты м£ры для обеспечения
их свободного перемещения. Они опираются на подшипники особой конструкции. Тормозное
усилие измеряют специальными месдозами с электрическим устройством для дистанционного
отсчета.
Для проверки работы тормозов применяют также стенд фирмы Carl Schenck (фиг. ПО).
На нем имеются четыре пары рифленых катков; две пары укреплены в подвижной раме, которая
может быть установлена в соответствии с колесной базой автомобиля. Один из катков каждой
18 Бюссиен 273

пары связан с маховиком; момент инерции маховика соответствует нагрузке на данное колесо,
а суммарный вес всех маховиков — весу всего автомобиля (в данном случае 800 кг). При
испытании устанавливается скорость 40 км/час. Измеренный при этом тормозной путь соответствует
тормозному пути в дорожных условиях. Приборы для измерения тормозного пути и органы
управления помещаются на подвижном пульте, расположенном слева у окна автомобиля.
Перед постановкой автомобиля на стенд или выездом его со стенда катки удерживаются
от вращения током блокировочного магнита, для чего поворачивают включатель на пульте.
Когда автомобиль стал всеми колесами на катки, последние освобождаются выключением
блокировочного магнита, затем включают нажатием кнопки магнитные муфты,
устанавливающие принудительную связь (посредством промежуточного вала) между катками передних
и задних колес. После этого начинают разгон автомобиля его двигателем точно так же, как
Фиг. ПО. Стенд фирмы Carl Schenck для испытания тормозов.
на дороге. По достижении заданной для испытания скорости коробку передач ставят в
нейтральное положение и нажатием кнопки выключателя освобождают магнитное сцепление. Колеса
продолжают вращаться каждое в отдельности за счет инерции маховика, и водитель может
произвести торможение. Одновременно он включает рубильник, замыкающий цепи четырех
электрических импульсных счетчиков, которые показывают число оборотов каждого колеса
в отдельности до его остановки. При диаметре катков 200 мм, что соответствует длине их
окружности 0,628 му можно измерить тормозной путь каждого отдельного колеса с точностью до 0,628 м;
например, при замедлении 6 м/сек2 это означает точность 6,1%. Таким образом^ с помощью
стенда можно установить, насколько равномерно работают все тормоза и какой тормозной
эффект дает каждое колесо. Стенд может быть использован гакжедля обнаружения
подозрительных шумов в коробке передач, главной передаче и т. п., так как после разгона и выключения
двигателя стенд вращается с колесами автомобиля почти бесшумно.
Подвеска
Определение качества подвески одинаково важно для конструктора и для
потребителя. Силы, действующие на подвеску, создают очень сложные
напряжения, теоретический расчет которых затруднителен. Качество подвески
оценивается водителем и пассажиром в значительной мере по мягкости
подвески, отсутствию сотрясений и по держанию дороги. Взаимное влияние
подрессоренных и неподрессоренных масс, горизонтальные толчки, продольная
и поперечная качка почти не поддаются математическому анализу, и поэтому
качества подвески автомобиля на дороге в большей части оценивают путем
экспериментов и соответствующих измерений.
Для определения качеств подвески имеются различные методы. По способу
измерения различают механические, оптические и электрические методы,
по принципу измерения — виброметрами, измерителями ускорений,
измерителями прогиба рессор.
274

Вибрографы для запаси амплитуд
Самописцем Geiger (фиг. 111) можно зарегистрировать прогибы рессор. Прибор
воспроизводит графики, с помощью которых можно вычислить ускорения, а через них также
напряжения в рессорах, раме, шинах и дорожном покрытии. Вследствие простоты установки и удобства
измерения прибор применим для самых разнообразных целей. Из графиков легко установить
правильность подбора упругости рессор. Можно также наблюдать возникновение
горизонтальных колебаний, поперечной и продольной качки.
Американский виброграф (фиг. 112) основан на гироскопическом принципе. При установке
вдоль или поперек направления движения прибор отмечает продольные и соответственно
поперечные колебания автомобиля. Вследствие гироскопического эффекта каждое угловое
отклонение вызывает определенное усилие. На фиг. 112 виден подвешенный в кольце
быстроходный электродвигатель с тяжелым маховиком. При каждом наклоне автомобиля кольцо
поворачивается вокруг вертикальной оси и записывает амплитуду отклонения на движущейся
с равномерной скоростью бумажной ленте. По записанной прибором кривой (фиг. 113) можно
с помощью нанесенной на прозрачный целлулоид шкалы измерить ускорение в каждой отдельной
точке. Можно также по величине углов определить изменение положения оси колебания в
пространстве и времени, в результате чего вычислить для каждой точки не только амплитуду
колебания, но также его продолжительность и совершенную работу. Отсюда можно
непосредственно делать заключения о жесткости и прогибе рессор и об амортизаторах.
Виброграф Dobberack (фиг. 114) имеет два пера, связанных проволочными тягами с
передней и задней осью и записывающих на ленте колебания осей в натуральную величину.
Акселерографы
В акселерографе Scheubel (фиг. 115 и 116) инерционный маятник несет зеркало, на которое
падает свет от лампочки. При ускорении или замедлении маятник перемещается, а с ним и
зеркало. Луч света проектируется на светочувствительную бумагу, записывая на ней величины
ускорения. Прибор можно применять для частот до 20 гц.
Виброграф, разработанный фирмой Schenck (фиг. 117), также использует инерцию упруго
подвешенной массы. Увеличение показаний (от 70- до 400-кратного) производится оптически
с помощью источника света 8 и укрепленного на остриях зеркала 4. В приборе имеются две
упруго подвешенные массы для различных пределов измерений: одна— для вибраций с
частотой 200—5000 в минуту и малой амплитуды, другая — для такой же частоты, но в 6 раз большей
амплитуды. Система с качающимся зеркалом переносит относительные перемещения корпуса
и сейсмической массы в виде «зайчика» на шкалу 7.
Применяя усилители и осциллографирование, можно сделать амплитуды
инерционного маятника очень малыми, что необходимо для измерения
высоких частот возбуждения. Подобные приборы пригодны преимущественно
для лабораторных испытаний вследствие недостаточной надежности
усилителей.
Акселерометр FKFS (фиг. 118) основан на пьезоэффекте.
Пружина 1 создает предварительный натяг на массе 2 (100 г) и кварцевых пластинках 3\
при появлении дополнительных усилий вследствие ускорения или замедления массы изменяется
давление на кварцевые пластинки, что вызывает пропорциональные электрические заряды,
которые через контакт К отводятся к ламповому усилителю. Вызванные этим колебания тока
измеряются и фотографическим способом записываются на пленке; полученные кривые
воспроизводят изменение ускорения по времени.
В противоположность механическим и электрическим акселерографам
предельные акселерометры могут иметь разнообразное применение, и в
частности, для измерений в дорожных условиях. Перемещения в них очень малы,
что позволяет практически считать измерения ускорений статическими.
В таком акселерометре (фиг. 119) имеется ряд маятниковых датчиков с
равномерно возрастающим усилием прижатия; каждая последующая масса
прижимается несколько более сильно, чем предыдущая.
В каждом маятниковом датчике действующая масса прижата пружиной к электрическому
контакту. Когда сообщаемое толчком ускорение преодолевает предварительный натяг, масса
отрывается от контакта, разрывая этим электрическую цепь (фиг. 120) При этом
вспомогательный магнит притягивает якорь реле и замыкает цепь магнита отметчика, который отклоняет
пишущий рычаг и делает отметку на движущейся бумажной ленте.
В шеститочечном счетчике ускорения Dobberack (фиг. 121) определяется, так же как в
предыдущем приборе, число толчков при однократном проезде испытательного участка, но для*
этого применяются импульсные счетчики, которые по окончании заезда показывают количество,
ускорений разной величины.
18* 275.

Фиг. 111. Установка самописца Geiger для записи
деформаций передних и задних рессор:
а — точка измерения; / — натянутая проволока; 2—блок;
3 — зажим; 4 — кронштейн; 5 — установочная плита;
6 — рычаг; 7 —- угловой кронштейн; 8 — виброграф; 9 —
пишущий штифт; 10 — барабан.
ИИ ******
■
Фиг. 312. Американский
прибор для записи
гироскопический
колебаний.
время 6 сек
Фиг. 113. Часть кривой, записанной
гироскопическим прибором при
скорости 40 км/нас.
Фиг. 114. Виброграф Dobberack.
276

Фиг. 115. Акселерограф Scheubel.
Фиг. 116. Схема акселерографа Scheubel:
/ — светочувствительная бумага; 2 —
демпфирующая жидкость; 3 — зеркало; 4 — линза;
5 — лампочка накаливания; 6 — маятник;
7 *- плоская пружина.
Фиг. 117. Измеритель ускорений Schenck:
/ — жидкостный демпфер; 2 — пружинный шарнир;
3 — регулируемая пружина; 4 — зеркало; 5 —
передаточный рычаг; 6 — инерционный груз; 7 — шкала;
8 — источник света.
Фиг. 118. Пьезокварцевый
датчик ускорений:
/ —мембранная пружина;
2—масса; 3 — пьезокварцевые
пластины; 4 — корпус; 5 —
изолирующая пластина; 6 — контакт;
7 — резьбовой фланец для
присоединения кабеля; 8 —
резьбовое отверстие для крепления
датчика; 9 — нажимной штифт
с резьбой.
Фиг. 119. Устройство для
регистрации ускорений
Langer — Thome.
277

Фиг. 120. Электрическая схема прибора Langer—Thome:
/_ главная цепь: главный магнит /, натяжная пружина 2, датчик
ускорения 3, ограничитель 4, контакт датчика 5 и лампа 6; II —
шунтирующая цепь: якорь 7, контакт покоя 8, сопротивление 9; III —встречная
цепь со встречным магнитом 10; IV — цепь магнита отметчика:
встречный контакт //, внутренняя обмотка 12 магнита отметчика 13, контакт
прерывателя 14 и перо 15; V — цепь ослабления тока, ответвляющаяся
в точке А от цепи IV; наружная обмотка магнита 16, 17 — пружина
пера 15. 18 — барабак самописца, 19 — отметчик времени.
Фиг. 121. Шеститочечный счетчик ускорения.
Фиг. 122. Модель для
определения поперечной
жесткости:
1 — корпус автомобиля;
2 — рессора; 3 — плоскость
стола; 4 — колесо и
качающаяся полуось; 5 — груз,
соответствующий весу
автомобиля; 6 — груз,
соответствующий центробежной
силе.
278

Определение влияния подвески на поперечную жесткость автомобиля
Поперечная жесткость автомобиля характеризуется не только типом
подвески и конструкцией мостов, но также и высотой центра тяжести и
шириной колеи автомобиля. Опыты над моделями (фиг. 122) позволили исследовать
ее
9°05'
6°50'
о
2°20'
6°50'
0,1 0,2 0,3 QA 0,5 0,6 0,7 0,8
0,12
аг
МО
300
200
100
-я.
о
г
F=500z
а=юоог
0,1
02
~ oy~"~Ofi 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
Фиг. 123. Результаты испытаний над моделями для определения поперечной
жесткости (по оси абсцисс k — отношение высоты центра тяжести к колее):
I — X — типы подвески; II — с мягкой рессорой; Па — с жесткой рессорой.
влияние конструкции мостов и расположения рессор на поперечную
жесткость автомобиля. Фиг. 123, а показывает результаты этих исследований,
а фиг. 123, б— нагрузки на внутреннее (по отношению к кривизне пути)
колесо при соответствующих схемах подвески.
Рулевое управление
Неразрезная передняя ось имеет шесть степеней свободы (фиг. 124): три
поступательных перемещения (вверх — вниз, вправо — влево и вперед —
назад) и три поворота (относительно продольной оси, вертикальной оси и
• поперечной оси). Вследствие упругости рулевых тяг возникают колебания
колес относительно осей шкворней. При этом колебания отдельных масс
не возникают независимо одно от другого, а взаимно связаны.
279

Фиг. 124. Колебания передней оси:
А — поперечные угловые колебания рамы; В —вертикальные линейные колебания оси;
С — поперечные линейные колебания оси; D — поперечные угловые колебания оси;
Е — повороты относительно вертикальной оси; F — продольные линейные перемещения
оси; G — угловые колебания относительно вертикальной оси; J — продольные угловые
колебания оси; а и с — положение рессоры при чисто вертикальных колебаниях;
b — положение рессоры при наложении углового колебания на вертикальное.
Л Ш I
ч\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\^^
Фиг. 125. Электрическое устройство
для регистрации угловых
колебаний управляемых колес,
вертикальных и поперечных угловых
колебаний передней оси:
/, //, /// — расположения датчиков.
Фиг. 125. Вспомогательный прибор для
записи углов установки оси и колеса,
продольного наклона шкворней, подъема
и опускания оси прг, повороте колеса.
280

Для записи колебаний управляемых колес, поперечных и вертикальных
колебаний передней оси был применен электрический регистрирующий
прибор (фиг. 125). Для измерения углов установки оси и колес служил
вспомогательный прибор (фиг. 126).
Автомобиль устанавливали на козлах,
а вспомогательный прибор ставили под
колесо. В самой низшей точке колеса в шину
втыкали булавку, головка которой при
поворачивании колеса посредством рулевого
механизма вычерчивала на площадке
прибора кривую abc (фиг. 126, а). Затем
последовательными пробами находили точку
d — центр поворота, или пересечение оси
шкворня с плоскостью дороги. Установив
I
и
ш
ш
о;.
мм
to-
О
10
3°
°3
а Влево
WWW
*Впрабо
2,5сек
Фиг. 128. Образец диаграммы, снятый
анализатором колебаний Fromm:
/ — отметки для синхронизации: //—обороты
барабана; ///—обороты правого колеса; IV—угловые
колебания правого колеса; V— продольные
перемещения оси; VI—угловые колебания
относительно вертикальной оси; VII— продольные угловые*
колебания; VIII — вертикальные колебания;
IX — поперечные линейные колебания; X—
поперечные угловые колебания в вертикальной
плоскости; XI —угловые колебания левого
колеса; XII — обороты левого колеса; XIII —
отметки времени.
Фиг. 127. Общий вид анализатора
колебаний Fromm:
/ — соединительная деталь для восприятия
поперечных угловых колебаний, вертикальных и
поперечных линейных колебаний.
колесо в положение для движения по
прямой и поворачивая его на цапфе,
прочерчивали на площадке линию ebf (в плоскости
колеса). Из замеренного расстояния g и
радиуса колеса определялся угол наклона
шкворней вперед или назад. На приборе
можно также измерять подъем и опускание
колеса при повороте (фиг. 126, б).
Посредством анализатора колебаний (фиг. 127) можно зафиксировать
в отдельности все возможные перемещения оси, колебания колес, скорость
движения и число оборотов колес. На фиг. 128 показан образец записи,
полученной на приборе.
Измерение шума
Слово «шум» имеет двоякое значение.
Когда говорят о его громкости, высоте, музыкальности, то при этом имеют
в виду специфические свойства слухового впечатления, отличающего шум
от тона, звона, щелчка, т. е. от других обычно различаемых слуховых
ощущений. В этом случае слово «шум» принимается в его психологическом
значении, и измерения, относящиеся к указанным свойствам, определяют как
психологические измерения шума.
Шумом в физическом смысле называют всякое физическое явление,
которое вызывает или могло бы вызвать при достаточной интенсивности ощущение
шума. Поэтому физическими измерениями шума следует считать все
измерения, предметом которых является закон колебаний, амплитуды колебаний
источника звука, скорость, рассеивание, преломление, т. е. особенности
распространения звука или анализ его составляющих.
281

В области психологических измерений шума, производимого
автомобилем, применяются только измерения громкости звука, хотя другие
измерения, в частности степени его приемлемости (что совсем нетождественно с
громкостью), должны были бы занимать не менее важное место.
За единицу измерения громкости звука принят фон, определяемый
выражением
где р — давление звука в микробарах;
/ — интенсивность звука в вт1см2\
р0 — единица давления звука, равная j/lO-lO""4 микробар;
/0 — единица интенсивности звука, равная примерно 10~16 вт/см2.
Для наглядного представления об интенсивности шума, выраженной
в фонах, служит шкала громкости, разработанная Берлинским
физико-техническим институтом.
Шкала громкости от 0 до 130 фон
Громкость звука
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
ПО
120
130
Характеристика шума или его источник
Порог слышимости
Звук, который обычно воспринимают как едва слышимый
Легкий шорох листьев
Порог помех в тихой комнате
Тихий разговор
Нормальный разговор
Тихая городская улица
Звонок настольного телефона на расстоянии 1 м
Улица с большим движением; шум в метро
Движение тяжелого автопоезда на подъеме, на расстоянии 5 м
Движение скорого поезда на прямом участке, на расстоянии 5 м
Пневматическая клепка в котельном цехе
Работа авиационного двигателя на расстоянии 5 м
Порог болевого ощущения; тяжелая артиллерия в
непосредственной близости; сирена воздушной тревоги на расстоянии 2 м
Путем сравнения тонов частотой 1000 гц исследуют громкость тонов
другой частоты. На фиг. 129 показана зависимость между звуковым давлением
и громкостью звука различной частоты.
Для измерения громкости различных звуков служит прибор Barkhausen
(фиг. 130).
Измеряемый звук при практических измерениях слушают непосредственно одним ухом,
а другим, через измерительный телефон — сравниваемый звук. Точность сравнения громкости
звуков в лучшем случае достигает 0,2 фона. В неблагоприятных случаях достижимая точность
составляет около 50%. В качестве эталонного звука берется не чистый тон, а сложный звук,
издаваемый зуммером с прерывателем.
Прибор не пригоден для точных измерений, так как данные измерений, сделанных
различными наблюдателями, имеют большое рассеивание.
Измеритель силы звука Siemens — DIN (фиг. 131 и 132) служит для объективных
измерений в соответствии с условиями по DIN, разработанными согласно международным
рекомендациям. Прибор применяется, например, для измерения шума, производимого машинами,
или шума от уличного движения, звукопроницаемости стен и потолков, реверберации в
помещениях. В сочетании с самописцем его можно применять для регистрации шума изменяющихся
процессов. Присоединив октавный или терциевый фильтр, можно выделить долю отдельных
диапазонов частоты в общем шуме, для выяснения причин возникновения шума. Прибор служит
также для измерения общего уровня шума.
Звуковое давление воспринимается конденсаторным микрофоном, мало зависящим от
направления звука (шаровая характеристика) и имеющим почти линейную частотную характеристику.
Отдаваемое им переменное напряжение усиливается и выпрямляется. Отдельные слагающие
282

1000
100
10
1
I
Г)
to 0,1
I
% 0,01
0,001
0,0001
'—
1
—
-
ч
——
X,
^—
^—
.
120 фон
/10
lot?—^
50
1o "
10 y
JJjpOH
s—
^=
/^
Г'
/
^/
V
20 50 100 ZOO 500 1000 2000 5000 10000 гц
Частота
Фиг. 129. Зависимость между звуковым давлением р (в
микробарах) и громкостью (в фонах) звука при различных частотах
(в гц) по опытам Fletcher и Munson.
Фиг. 130. Акустический прибор:
/ — выключатель, 2 — зуммер; 3 — неоновая лампа; 4 — наушники.
I I \
Фиг. 131. Измеритель силы звука Siemens—DIN для диапазона
30—8000 гц.
283

шума суммируются по мощности, и таким образом прибор показывает эффективное значение
шума. Фильтры, соответствующие кривым слышимости по DIN для громкостей 30—60 и 60—
130 фон, можно сменять в цепи усилителей посредством переключателей диапазона. При
частотном анализе и при измерении звукового давления эти фильтры замыкаются накоротко. Имеется
корректор для выправления характеристики микрофона на высоких частотах. Прибор тарируют
встроенным в него эталонным источником шума (с падающим шариком) или, для более точных
измерений звукового давления, с помощью точно калиброванного напряжения. Для питания
прибора служит встроенный в прибор выпрямитель.
Определение частоты и амплитуды тона с большим количеством
гармоник затруднительно, поэтому исследуемый шум подвергают анализу. Часто
бывает достаточно иметь общее представление о распределении частот; дла
этого включают до усилителя или после него переключаемый полосовой
фильтр. Спектрометр звуковых частот Siemens—Halske (фиг. 133) имеет во
входном усилителе 27 одновременно включенных полосовых фильтров,
охватывающих диапазон от 36 до 18 000 гц. В выходном выпрямителе каждого фильтра
возникает напряжение, величина которого зависит от силы звука в
воспринимаемой им полосе частот. Эти напряжения снимаются переключателем
и через вспомогательные устройства 4—7 создают вертикальное отклонение
луча на экране катодного осциллографа. Второй переключатель,
вращающийся синхронно с первым, постепенно смещает луч на экране вправо,
в результате чего амплитуды отдельных фильтров появляются на экране
в виде вертикальных линий.
Установка (фиг. 134), которая была испытана главным образом для
измерения шума, производимого при выпуске отработавших газов из двигателя»
работает следующим образом:
Измеряемый шум воспринимается микрофоном и через усилитель воздействует на
репродуктор. К этому же репродуктору можно подключить сравниваемый звук (зуммер). Контактные
часы воздействуют через каждую 1 сек. на ртутное реле, вследствие чего в репродукторе
попеременно' слышен сравниваемый звук и измеряемый шум. Последний можно
посредством регулировочного сопротивления довести до одинаковой громкости со сравниваемым
звуком, имеющим постоянную интенсивность. Мерой громкости шума является установка
регулировочного сопротивления. Правильность установки контролируется объективным измерением
шума посредством лампового вольтметра, применяемого в качестве нулевого прибора и
устанавливаемого с помощью регулировочного сопротивления на одинаковое показание при любой
громкости шума. Если частотный состав шума не меняется в продолжение серии опытов»
то объективное измерение дает результаты, приблизительно соответствующие субъективному.
Вместо репродуктора можно применять наушники; однако прослушивание с
репродуктором менее утомительно и допускает более быструю регулировку.
Опыты на моделях
Исследования быстро протекающих процессов на неподвижном полотне
дороги, а также медленно протекающих на подвижном полотне , можно успешна
проводить на самодвижущихся моделях. Модель (фиг. 135) имеет
электрический привод на передние, задние или все колеса, а также управляемые
колеса передние, задние или все. Имеются электрические тормоза, которые
можно включать на все колеса, только на передние или задние,или по
диагонали. Все команды управления передаются через сборный кабель. Модель
автомобиля позволяет исследовать влияние различных способов привода
и торможения на отдельный автомобиль и на автопоезд, влияние нагрузок
на ось, влияние моментов инерции и методов поворота. На подвижном
дорожном полотне можно исследовать колебательные процессы в автопоездах.
Модель автопоезда (фиг. 136) допускает установку различных подвесок,,
изменение базы, применение управляемых колес на поворотных цапфах
или на поворотной оси. Данные подобных испытаний на моделях сравнимы
между собой и представляют надежный способ для суждения о действии
различных факторов. Основные результаты соответствуют реальным
условиям, если только явления трения между колесом и дорогой одинаковы
на моделях и в реальных условиях. Это было проверено при испытании
автомобилей и автопоездов в натуральную величину. Запись пройденного пути
производится фотографическим способом. Две лампочки накаливания, над
серединами передней и задней осей, отмечают траекторию модели; длитель-
284

/ г
Фиг. 132. Схема измерителя силы звука Siemens—DIN:
/ — источник звука для калибровки; 2 — микрофон; 3 — кабель; 4 — корректор;
5— октавный или терциевый фильтр; 6 — самописец.
Фиг. 133. Внешний вид и блок-схема спектрометра звуковых частот:
/ — входной усилитель, 2 — выпрямитель; 3 — накапливающий конденсатор;
4 — модулятор; 5 — полосовой измеритель; 6 — усилитель; 7 — выпрямитель;
8 — генератор несущей частоты; 9 — катодный осциллограф; 10 — спектр частот;
11 — узкопленочная камера.
Фиг. 134. Схема прибора для
измерения шума при выпуске
отработавших газов из
двигателя:
1 — микрофон; 2 — звуковой
канал; 3 — выпускной канал;
4 — двигатель; 5 — машинное
помещение; 6—реостат;
7—усилитель; 8 — ртутное реле;
9 — измерительный прибор;
10 — репродуктор.
285

Фиг. 135. Самодвижущаяся модель автомобиля.
Фиг. 136. Самодвижущаяся модель с прицепом.
Траектория середины
передней оси
Траектория середины
задней оси
О U 8 12 16 20 км/vac
1111 *±0 0,5 1 1,5
О 10 20 км/час
I I IIх! I
2м -*»
Фиг. 137. Запись траектории поворота
модели (слева — при медленной езде,
справа — при быстрой езде):
а — модель с приводом на задние колеса
(во втором случае занос ведущих задних
колес с изменением направления
движения); б — модель с приводом на передние
колеса (во втором случае занос задних
колес без изменения направления
движения); в —модель с приводом на все колеса
(во втором случае занос задних колес
с незначительным изменением
направления движения).
Пить -*-
В)
280

ность поворота рулевого колеса показывает лампочка, укрепленная впереди
на одной стороне модели, а лампочка на задней части модели — длительность
торможения. Лампочки записывают траекторию на светочувствительной
бумаге, движущейся в фотоаппарате. На фиг. 137 показаны записи
траектории, полученные при выполнении поворотов "на разной скорости при
различных видах привода.
ОЦЕНКА АВТОМОБИЛЕЙ
При оценке автомобилей надо давать возможно более многостороннее
определение работоспособности и ездовых качеств автомобиля. Ряд
характеризующих автомобиль свойств можно определить расчетным путем, но
большинство нуждается в определении посредством испытаний, описанных выше.
Однако объединение всех показателей работоспособности и качеств в
единую оценку представляет трудности, так как отдельные свойства подлежат
субъективной оценке. Даже показатели, характеризуемые какими-либо
числовыми величинами, трудно уложить в определенную, универсальнспримени-
мую оценочную схему; еще труднее оценить легкость технического
обслуживания, комфортабельность, комплектность оборудования, внешнего вида
и т. п.
Поэтому вполне объективная общая оценка автомобиля едва ли возможна,
и надо ясно представлять себе, что заключение о ценности автомобиля
всегда будет представлять сочетание технически обоснованных фактов
с субъективным мнением. Показатели для оценки автомобиля можно,
следовательно, разделить на две группы: объективно определяемые в числовых
величинах и субъективные.
Первая группа может быть разбита на две подгруппы:
а) Оценочные факторы, включающие покупную стоимость, расходы на топ*
ливо, обслуживающий персонал, страхование, ремонт и дающие сведения
о необходимых затратах на приобретение, эксплуатацию и содержание
автомобиля. Сравнительным показателем является сопоставление стоимости
в тонна-километрах.
б) Оценочные факторы, представляющие собой отношения определенных
показателей (веса, мощности, полезной нагрузки), которые характеризуют
конструкцию и могут быть сопоставлены на основе практического опыта
с показателями существующих автомобилей, а также оценочные факторы,
полученные в виде числовых данных в результате дорожных испытаний
(скорость, ускорение, тормозные пути, преодолеваемые подъемы и т. п.).
Вторая группа представляет чисто субъективную оценку
комфортабельности, фабричной марки, внешнего вида и т. д.
Цены на шасси с силовой установкой, в соответствии с мощностью послед.-
ней, можно определить из расчета за килограмм веса, на основе средних
принятых в торговле цен, с возможностью экстраполяции. Для шасси с дизелямц
следует учесть соответствующую наценку. Цены на кузова зависят от числа
мест и их оборудования.
При определении стоимости эксплуатации (на полезный тонна-километр)
следует учитывать часы работы и время простоев. Для каждого типа
автомобиля имеется некоторая оптимальная скорость движения. При малых
скоростях движения годовой пробег получается небольшой, при больших
скоростях — большой, но заметно влияние повышенной стоимости автомобиля.
Минимум затрат определяется величиной автомобиля. С увеличением
последней оптимальные значения смещаются в сторону повышенных скоростей.
С другой стороны, оптимальная скорость понижается тем больше, чем ниже
покупная цена автомобиля на тонну полезной нагрузки, так как в этом
случае увеличивается значение расходов на эксплуатационные материалы,
уменьшающихся с уменьшением скорости, тогда как прочие затраты остаются
постоянными. Поэтому, например, оптимальная эксплуатационная скорость
для грузового автомобиля грузоподъемностью 2,5 т ниже, чем для автобуса,
287

В стоимость эксплуатации входят затраты на эксплуатационные
материалы, обслуживающий персонал, а для автопоездов — также затраты
на формирование последних. Расходы, связанные с авариями, возрастают
с увеличением скорости движения. В стоимость содержания автомобиля
входит обычный уход, стоимость ремонта и запасных частей.
Все эти расходы относят на 1 т полезной нагрузки и 1 км пути, в
соответствии со скоростью движения. Сопротивления движению для разных
классов автомобилей в соответствии с их скоростью определяются расчетным
путем. Сопоставляются для рассматриваемых классов автомобилей
потребные мощности на валу двигателя, отнесенные к 1 т полезной нагрузки.
При этом ясно обнаруживается рост потребной мощности с повышением
скорости.
В настоящее время принято сравнивать только отношения между
измеримыми данными об автомобилях и на основании этого делать заключения
об ожидаемых их качествах, а также указания для нового проектирования.
В результате интенсивного развития автомобильного дела выявилось, что
общие оценочные уравнения в большинстве случаев имеют только
кратковременную значимость.

V. МАТЕРИАЛЫ
Для выбора наиболее подходящих материалов нужно знать их свойства
и уметь заранее определить напряжения, возникающие в деталях
конструкции. Путем расчета и испытаний можно определить требуемую статическую
и динамическую прочность, а в особых случаях — термическую прочность,
коррозионную устойчивость и сопротивление образованию окалины, а также
твердость, способность противостоять истиранию и т. д.
Форма, поперечное сечение, обезуглероживание поверхности и риски,
образовавшиеся в холодном состоянии, в совокупности могут дать сильное
снижение прочности по сравнению с результатами, полученными при
испытании образца.
При расчетах, а также при изготовлении деталей необходимо учитывать
факторы, снижающие усталостную прочность, которая должна быть вновь
определена у готовых изделий в тех случаях, когда имеется отклонение
от известных конструктивных соотношений.
Для принятия на производство данного изделия следует учитывать его
стоимость, которая наряду с ценой материала определяется стоимостью
обработки: ковки, штамповки, литья, механической и термической обработки
и т. д.
ЧЕРНЫЕ МЕТАЛЛЫ
Свойства применяющихся в технике черных металлов в первую очередь
определяются содержанием углерода, по которому черные металлы
подразделяются на стали и чугуны.
Сталь
Стали по химическому составу можно разделить на три основные группы:
углеродистые, легированные и специальные. По физическим свойствам
их можно разделить на стали: отпущенные, улучшенные, цементованные,
азотированные и закаленные.
К специальным сталям относятся стали с высокой упругостью,
жаростойкостью, нержавеющие и износостойкие.
Высококачественные стали отличаются отсутствием вредных примесей,
в особенности серы, фосфора и кислорода. Углеродистые стали при высокой
прочности не имеют достаточной пластичности и ударной вязкости,
необходимых для сильно нагруженных деталей. Так как в автомобиле чаще всего
для выбора материала имеет решающее значение вес, то широко применяются
легированные стали, которые при высокой прочности имеют достаточно
высокие пределы текучести, удлинения и ударной вязкости.
Углеродистые стали
Углеродистыми сталями называются стали, прочностные свойства которых
определяются только содержанием углерода. К ним принадлежат
поделочная сталь широкого потребления, качественная сталь, отличающаяся
большой чистотой, высококачественная цементуемая и улучшаемая стали
и инструментальная сталь, разделяющаяся на классы по качеству.
19 Бюссиен 289

Для особых целей углеродистые стали изготовляют также с присадками
алюминия или меди или с повышенным содержанием марганца, кремния,
фосфора или серы. Они считаются нелегированными до тех пор, пока
содержание легирующих элементов не превышает: кремния 0,5%, марганца 0,8%,
алюминия или титана 0,1%, меди 0,25%.
Небольшое количество марганца и кремния имеется во всех
нелегированных сталях и является следствием процесса их производства. Влияние этих
элементов во многих случаях оказывается благоприятным. Небольшие
количества серы и фосфора нужно рассматривать как неизбежные загрязнения.
Исключением являются автоматные стали, в которых некоторое повышение
содержания серы и фосфора вызывает желательную хрупкость стружки.
В стали при нагреве и охлаждении происходят превращения,
обусловливающие изменения структурного строения, прочностных свойств,
магнитных качеств и т. д. На знании этих изменений основывается термическая
обработка сталей, получение определенных прочностных свойств и
структурных состояний путем нагрева, закалки, улучшения, отпуска и т. д.
Легированные стала
Для достижения прочностных свойств, более высоких, чем у лучших
сортов инструментальной стали, для увеличения твердости или для повышения
коррозионной стойкости изготовляют легированные стали. Раньше к стали
в большом количестве добавляли никель, который придавал стали высокий
предел текучести и хорошую ударную вязкость, а с дополнительной
присадкой хрома — также высокую прочность. Добавкой никеля значительно
повышается также прокаливаемость деталей с большими поперечными сечениями.
Вместо дорогих хромоникелевых сталей, применения которых нельзя
избежать для высокоответственных деталей, сейчас чаще всего применяют
хромистые и хромомолибденовые стали.
Марганец действует подобно никелю. Но для машиностроительных
конструкционных сталей его применяют только в незначительных количествах,
так как при содержании марганца больше 2% снижается вязкость стали.
Кремний повышает прочность на растяжение и предел текучести стали
без уменьшения относительного удлинения. Вместе с марганцем,
облегчающим термическую обработку, кремний применяется для изготовления
пружинных сталей.
Хром улучшает прочность на растяжение, твердость и стойкость против
окисления. На хромистых цементуемых сталях получаются очень твердые,
износостойкие цементованные слои, поэтому такие стали особенно пригодны
для изготовления поршневых пальцев и распределительных валов. Стали
с высоким содержанием хрома и низким содержанием углерода устойчивы
против коррозии и не восприимчивы к химическим воздействиям. При
добавлении никеля эти свойства еще больше усиливаются, но сталь
становится аустенитной, т. е. уже не закаливаемой. Важными присадками
являются ванадий и алюминий. При изготовлении стали они служат главным
образом раскислителями. Ванадий повышает вязкость сталей. Алюминий
применяется для получения особо высокой'твердости в азотируемых сталях.
Легирующие элементы изменяют расположение критических точек.
Критическая скорость охлаждения, т. е. скорость, с которой сталь должна быть
охлаждена от температуры закалки, может быть настолько сильно изменена
легирующими элементами, что закалка происходит уже при охлаждении
на воздухе. Эти стали, закаливающиеся в воздухе, называются мартенсит-
ными. Стали, которые при охлаждении до комнатной температуры
сохраняют аустенитную структуру, называются аустенитными сталями.
Линейный коэффициент температурного расширения аустенитных сталей
приблизительно на 60% больше, чем этот же коэффициент литой стали.
Цементуемые стали при небольших поперечных сечениях деталей
имеют ударную вязкость, предел текучести и усталостную прочность,
соответствующие хромоникелевым сталям, но при больших размерах деталей
290

их свойства оказываются хуже. Нужно особенно внимательно относиться
к выбору материала. Детали, работающие на удар, должны быть так
сконструированы и обработаны, чтобы нагрузка соответствовала структуре стали,
а термическая обработка была бы правильно намечена и проведена.
Цементованный слой достигает большой твердости, доходящей примерно до
HRc = 59 -г- 65. При цементации нужно следить, чтобы диффузионный слой
не был перенасыщен углеродом. Вследствие большой твердости
цементованного слоя необходимо, чтобы детали, шлифуемые после закалки, подверглись
отпуску для снятия напряжений, а шлифование производилось осторожно
во избежание появления трещин.
У улучшаемых сталей при низком легировании и малых
поперечных сечениях деталей достигаются качественные показатели, подобные
соответствующим хромоникелевым сталям. При более высокой прочности,
однако, предел текучести, относительное удлинение и поперечное сужение
таких сталей падают по сравнению с такими же показателями хромоникеле-
вых сталей. Этот недостаток должен компенсироваться конструктивными
мероприятиями. При этом поскольку сталь меньшего сечения после
улучшения имеет большую вязкость, детали нужно улучшать только после
предварительной механической обработки.
Применение сталей
Отличительные признаки хорошей конструкционной стали — высокие
предел текучести и вязкость. Детали, подвергающиеся сильному изгибу
при ударной нагрузке и больших колебаниях (передние и задние оси,
поворотная цапфа, шатуны и детали рулевого привода), подвергаются
улучшению. Это значит, что отказываются от высокой прочности в пользу лучших
значений относительной деформации.
Коленчатые валы, карданные валы, задние оси, подвергающиеся
сильному изгибу и кручению, улучшаются до большей твердости.
Менее нагруженные детали изготовляют из автоматной стали или из
нелегированных конструкционных сталей.
Для средних нагрузок можно применять хорошо обрабатывающиеся мар-
ганцовисто-кремнистые и хромистые улучшаемые стали.
Детали автомобилей изготовляют из качественных или высокосортных
сталей.
Высококачественными сталями называются те, которые отличаются
от качественных сталей большей равномерностью свойств, меньшей
загрязненностью неметаллическими включениями и лучшим качеством поверхности.
Цементуемые стали приобретают наивысшую ударную вязкость середины
и хорошую твердость поверхности вследствие тщательной термообработки,
дорогостоящей и длительной. Чтобы избежать цементации, разработаны
стали, закаливающиеся в масле и на воздухе, которые при высокой прочности
внутренней части имеют достаточную вязкость и хорошее сопротивление
истиранию. Эти стали главным образом применяются для шестерен, которые
трудно шлифовать (звездочки, конические шестерни и валы с близко
расположенными цилиндрическими шестернями различной величины).
Улучшаемые стали имеют большее содержание углерода, чем цементуемые.
Стали для выпускных клапанов должны обладать высокими окалиностой-
костью, жаростойкостью и износостойкостью. Особо качественные стали для
самолетов — хромоникелевольфрамовые с содержанием примерно 13 % N i
и 2,5% W надежны в эксплуатации до температуры 800—900° С. Для деталей,
работающих при температуре до 750° С, применяют высоколегированные
хромистые или хромокремниевые стали. Хорошо охлаждаемые впускные
клапаны изготовляют из нормальных хромомолибденовых и марганцевокрем-
ниевых сталей с хорошей износостойкостью и высоким относительным
удлинением.
Шариковые подшипники, нажимные диски, обоймы подшипников, ролики
и аналогичные детали, которые при невосприимчивости к ударам и давлению
19* 291

должны обладать большой твердостью, изготовляют из хромистых
специальных сталей.
Пружинные стали должны иметь высокий предел упругости, большое
относительное удлинение и поперечное сужение, чтобы без поломки
выдерживать случайные перенапряжения.
Для клапанных пружин, подверженных исключительно высоким
колебательным нагрузкам, отсутствие внутренних пороков и неметаллических
включений, наличие высококачественных поверхностей без трещин и рисок
являются важнейшими требованиями. Пружины клапанов изготовляют
из очень чистых сталей с содержанием примерно 0,6—0,7% С, 0,6—0,8% Мп
и 0,1—0,2% Si; рессоры делают из несколько более легированных марган-
цевокремниевых сталей, в которые для повышения прочности добавляют
хром или хром и ванадий.
В качестве азотируемых сталей применяют хромоалюминиевые или хромо-
молибденовые улучшаемые стали с небольшим содержанием никеля и
ванадия, которые особенно нужны при закалке азотированных сталей. Твердость
поверхности сталей, легированных алюминием, достигает больше 900
единиц (по Виккерсу), тогда как твердость поверхности стали с добавками
хрома и молибдена составляет 750 при наивысшей твердости цементуемых
хромомолибденовых сталей 700 единиц.
Особые преимущества азотирования: отсутствие коробления и
значительное увеличение прочности стали при длительной нагрузке, очень хорошая
износоустойчивость и высокая коррозионная стойкость азотированных
поверхностей, а также сохранение твердости при отпуске с нагревом до 500° С
против 180° С для цементованных сталей.
Азотирование применяют для сталей, используемых для вала водяного
насоса и поршневых пальцев. Для болтовых соединений, которые после
воздействия высокой температуры должны легко разъединяться, оправдали себя
азотированные гайки из хромованадиевой улучшаемой стали.
К специальным сталям относятся и автоматные стали, которые вследствие
слегка повышенного содержания фосфора и добавки 0,12—0,25% серы при
большой скорости резания хорошо обрабатываются и приобретают при этом
гладкую поверхность. Изготовляют автоматную мягкую быстрообрабатываю-
щуюся и автоматную твердую стали. Первая сталь предназначается для
винтов, гаек и деталей простой формы; вторая —для более ответственных
тонкостенных фигурных деталей. Обе стали предназначены для цементации,
в особенности вторая. Твердая автоматная сталь улучшается: она
предназначена для деталей, которые подвержены высоким механическим нагрузкам
или должны выдерживать высокое поверхностное давление.
Обработка сталей
Ковка производится следующим образом: детали осторожно
нагревают до 850—1100°, причем они не должны долго выдерживаться при высокой
температуре. После ковки их нужно возможно медленнее охлаждать и
дополнительно в отдельных случаях отжигать, нормализовать или улучшать.
Нормальный отжиг применяется, чтобы повысить
обрабатываемость деталей после вальцовки или ковки. Он состоит в нагреве до
температуры выше верхней точки перекристаллизации и последующем охлаждении
на воздухе. Для образования зернистого цементита (после перегрева или
закалки) производят длительный нагрев несколько выше нижней точки
фазовых превращений с последующим медленным охлаждением в печи или
особом охладителе.
Закалка получается при нагреве стали до температуры закалки
и последующем охлаждении в воде, масле или на воздухе. Закалка в воде
дает для данного состава стали наивысшую достижимую твердость. По
направлению к сердцевине твердость убывает в соответствии с критической
скоростью охлаждения данной стали. При охлаждении в масле твердость полу-
292

чается меньшей, но сердцевина становится более вязкой. Воздушная закалка
сталей, специально для этого предназначенных, приводит к получению
свойств сталей, близких к улучшенным.
В улучшаемых сталях поверхностной закалкой можно получить твердый
слой при улучшенной сердцевине. Для этого с помощью автогенной горелки
высокой мощности или индукционным нагревом токами высокой частоты
тепло так быстро подводят, что только небольшой поверхностный слой
нагревается до температуры закалки; затем поверхность охлаждается струей воды,
следующей за горелкой. Эти методы в особенности оправдали себя при закалке
шеек коленчатого вала.
Улучшение служит для повышения прочности и предела текучести. Детали
сначала закаливаются, а затем отпускаются, т. е. нагреваются до такой
температуры, при которой достигается желаемая твердость.
Цементация и закалка применяются для малоуглеродистых
сталей с высокой вязкостью с целью получения твердой, износостойкой
поверхности.
Для этого предварительно обработанные детали нагревают в среде,
отдающей углерод, и затем закаливают. Чтобы добиться лучших результатов,
цементуемые детали нужно охлаждать вместе с цементационным ящиком,
а затем закалять. При первой закалке сердцевине сообщается нужная
структура; при второй закалке с более низкой температуры цементованный слой
закаливается и приобретает мелкую зернистость. Сердцевина при этом
отпускается и получает хорошее относительное удлинение и ударную вязкость.
Твердость цементованного слоя толщиной 0,5—1,5 мм получается равной
твердости инструментальной стали (HRc = 59 -f- 65).
Азотирование осуществляется путем длительного нагрева
улучшаемых специальных сталей в аммиаке при 550° С. В тонком поверхностном
слое образуются химические соединения железа с азотом (нитриды),
имеющие высокую твердость. Вследствие низкой температуры и отсутствия
необходимости в закалке коробление деталей невелико.
Сварка стали с содержанием углерода до 0,2% хорошо
производится методом кузнечной сварки, а стали с содержанием углерода до
0,025% —электрической сварки. При добавке хрома свариваемость
ухудшается.
Для высокоуглеродистой и легированной стали применяется газовая
или электродуговая сварка. Прочность сваренного материала в месте сварки
составляет примерно 75—80%, а относительное удлинение — примерно
40—80% от показателей основного металла.
Антикоррозионная защита осуществляется очень надежно
методом фссфатирования, при котором детали, полностью очищенные от
окислов, ржавчины и жира, погружают в горячий водный раствор фосфата
и затем после сушки обрабатывают в растворе краски и смеси масла и
парафина.
Хорошую антикоррозионную защиту дает хромирование стали, при
котором верхний слой на глубину 0,1—1 мм содержит до 30% хрома. Этим
достигается защита от ржавления и надежная защита от окалины при
длительном воздействии температуры примерно до 850° С. Хромированные
винты не покрываются окалиной и не образуют с другими металлами
гальванической пары, а следовательно, не могут вызвать электролитического
разъедания. Жаростойкие специальные стали применяют для выпускных
клапанов, которые с помощью хромирования получают очень твердую
износостойкую посадочную поверхность.
Стальное литье получается из стали с обычным для
конструкционных сталей содержанием углерода и легирующих добавок. Из-за
плохого качества поверхности и склонности к короблению стальное литье редко
применяют для легковых автомобилей.
Для грузовых автомобилей из стального литья изготовляют картеры
для задних мостов и рулевого управления, а также рессорные подкладки,
293

ступицы и колеса, так как прочность их достаточна, а форма деталей
позволяет использовать экономичное стальное литье.
Специальные легированные стали для литья отличаются высокой
износостойкостью, хорошей жаростойкостью, прочностью под длительной
нагрузкой и устойчивостью в кислотной и щелочной средах.
Структура стального литья, в особенности при неравной толщине стенок,
неравномерна и чаще всего крупнозернистая. Чтобы добиться
мелкозернистой структуры, стальное литье нагревают. Этим улучшаются
прочностные свойства и одновременно снимаются внутренние литейные напряжения.
Стальное литье можно ковать.
При содержании углерода ниже 0,25% стальное литье можно цементовать
и закаливать
Усиленного внедрения стального литья можно ожидать при развитии
нового метода точного литья, при помощи выплавляемых восковых моделей.
Этот метод дает отливки точной формы с высококачественной поверхностью
для сложных деталей из всех отливаемых металлов, включая также все
легированные стали.
Чугун
Серый чугун
Серый чугун — это железо с содержанием 2—4% углерода. Серый чугун
не поддается ковке и форма детали может быть получена только литьем.
Микроструктура чугуна состоит из феррита, перлита и графита. Лучшие
прочностные и фрикционные свойства и наибольшую износостойкость имеет
чугун с перлитной структурой.
Сопротивление излому серого чугуна очень незначительно; его
способность гашения колебаний в 10 раз больше, чем у высококачественной
улучшенной стали. Нормальный серый чугун (по DIN) имеет предел прочности
оь = 14 -г- 26 кг/мм2 и твердость Нв = 140 ч- 200. Предел прочности
перлитного чугуна достигает примерно 30 кг/мм2 при большей вязкости и
повышенном сопротивлении износу (Нв = 180 ч- 210 кг/мм2). Легирование
никелем, хромом и медью вызывает особо высокую износостойкость и
стойкость против химических воздействий. Для экономии никель заменяют
молибденом, достигая примерно таких же результатов.
Кислотостойкое литье получается добавкой к чугуну 14—18% кремния.
Термической обработки для нелегированного чугуна не требуется, но
все же детали можно отжечь при. 400—600° С для снятия литейных
напряжений.
Во избежание усадочных раковин необходимо следить за равномерностью
толщин стенок и избегать скопления металла.
Серый чугун имеет низкую стоимость; его практически можно отливать
в любую желаемую форму. Так как надежность достижения требуемых
свойств за последнее время значительно увеличилась, то серый чугун все
чаще рассматривается в качестве конструкционного материала. Благодаря
его высокому пределу выносливости при длительной нагрузке, которая
в готовой детали не намного меньше, чем у образца металла, малой
чувствительности к надрезам и к изменению поперечного сечения, из серого чугуна
можно, например, отливать коленчатые и распределительные валы.
Поршневые кольца изготовляют только из серого чугуна вследствие его
хороших антифрикционных качеств.
Гильзы цилиндров изготовляют методом центробежного литья, чем
достигается значительное улучшение их качества по сравнению с отливкой в песок,
так как твердость и износостойкость при этом увеличиваются до 25%. Как
правило, для этого применяют легированный чугун с прочностью на разрыв
до 42 кг/мм2. Для сильно нагруженных деталей двигателей прочность
поверхности трения гильз можно увеличить азотированием.
294

Белый чугун
Белый чугун — это чугун, в котором задержано образование графита
вследствие уменьшенного содержания кремния.
В отбеленном чугуне содержание кремния таково, что в случае отливки
в кокили образуется безграфитная твердая корка и сердцевина из серого
чугуна, содержащая графит.
Белый чугун обрабатывается только инструментом из твердых сплавов
и абразивными кругами.
Ковкий чугун
Ковкий чугун получается из белого передельного чугуна путем
дополнительного отжига, в результате которого он становится ковким, вязким
и легко обрабатываемым.
Белосердечный ковкий чугун получается томлением в окислительной
среде, вследствие чего поверхность отливок на глубину 2—3 мм
обезуглероживается. Черносердечный (ферритный) чугун получается длительным
нагревом в нейтральной среде. Содержание углерода в передельном чугуне
при этом сохраняется, цементит же разлагается в феррит и углерод отжига.
Черносердечный чугун может быть обезуглерожен томлением с
поверхности.
Передельный чугун содержит примерно 2,5—3,3% С, черносердечный
2,6—2,8% С, отожженная зона белосердечного ковкого чугуна 0,2—0,5% С.
Прочность изменяется в зависимости от толщины стенок. Ниже
приведены значения прочности и относительного удлинения образцов из
высококачественного белосердечного ковкого чугуна:
6
38
18
10
42
10
16
47
4
Диаметр образца в мм
Предел прочности в кг/мм2
Относительное удлинение в % (/ = 5d) . . .
Для белосердечного ковкого чугуна можно проектировать стенки
толщиной 4—12 мм без более крупных скоплений металла. Из черносердечного
чугуна могут быть отлиты детали с более толстыми стенками.
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
Медь, свинец, олово, цинк
Чистая медь применяется только тогда, когда она не может быть
заменена другим материалом из-за своей высокой антикоррозионной стойкости
в горячей воде и электропроводности или в качестве легирующего элемента.
Оловянистая бронза, состоящая из меди и 6—20% олова,
и медное литье, содержащее медь с 4—10% олова, 2—7% цинка и частично
с 1—3% свинца, применяются для трущихся деталей, работающих под
высоким давлением: вкладышей подшипников, червячных колес и арматуры.
Резкое увеличение прочности без снижения относительного удлинения
достигается центробежным литьем.
Медно-алюминиевые бронзы, отлитые, вальцованные и
тянутые, достигают при литье в песок предела прочности 45 кг/мм2 при
относительном удлинении 20%, а при центробежном литье — 60—70 кг/мм2
при удлинении 10—8%. При добавке никеля образуются сплавы большей
твердости, достигающие прочности до 100 кг /мм2.
Марганцовистые бронзы имеют хорошую стойкость при
нагреве до 400° С,
Литая латунь с содержанием 63 или 67% меди и до 3% свинца
(остальное — цинк) используется для изготовления картеров и арматуры;
при более высоких требованиях прочности и плотности применяется
центробежное литье.
295

Вальцуемые и ковкие латунные сплавы являются чистыми медноцинко-
выми сплавами, применяемыми для винтов, точеных деталей, профилей,
листов и деталей горячей штамповки, легко поддающихся вытяжке. Сплавы
с содержанием меди больше 67%, предназначенные для пружин, турбинных
лопаток и для чеканочных и ювелирных изделий, называются томпаком.
Специальные латуни - для деталей, подверженных высоким
нагрузкам, стойкие против действия морской воды, и для деталей,
получаемых горячей штамповкой, содержат примерно 54—62% меди,
соответствующее количество цинка, а также добавки марганца, железа, олова
и алюминия. С помощью этих добавок достигается предел прочности до
70 кг/мм2 наряду с другими желаемыми свойствами.
Свинцовистые бронзы — это медные сплавы с добавками
4—35% свинца. Эти бронзы имеют большую твердость при высокой
температуре, обладают очень хорошей жидкотекучестью при отливке. Они могут
быть использованы в биметаллических свинцовисто-бронзовых подшипниках
со стальными опорными вкладышами, работающими под давлением до
200 кг/мм2, тогда как для подшипников из баббитов допускается лишь
120 кг/мм2.
Свинец, кроме аккумуляторных пластин, применяется в качестве
уплотняющего материала для освинцованных баков в составе сплавов для
литья под давлением и мягких припоев, а также в качестве металлов для
подшипников. Твердый свинец легируют малыми количествами сурьмы
и мышьяка.
Олово содержится в мягких припоях и металлах для подшипников.
Цинк до сих пор применяется главным образом для литья под
давлением. При противокоррозионной защите он применяется как заменитель
электролитических защитных покрытий из ценных тяжелых металлов при
горячей оцинковке.
Детали, отливавшиеся раньше под давлением, сейчас чаще всего
заменяются прессованными деталями из пластмасс.
Металлы для подшипников
При выборе рационального материала для подшипников должны быть
учтены не только требования конструкции и методы изготовления, но и свой-
ства применяемого материала. Требуемые физические свойства металла для
подшипников определяются: расположением подшипника, размерами тепло-
отводов, вертикальными изгибающими нагрузками, скоростью скольжения,
равномерностью заливки, качеством обработки поверхности, зазором в
подшипнике и обработкой шейки вала.
От материала требуется: вязкость при хорошей пластичности,
предохраняющей от надрывов и образования напряжений на гранях, достаточная
прочность на сжатие и прочность при высокой температуре, малый
коэффициент трения, хорошие литейные свойства, высокая теплопроводность,
антикоррозионная стойкость и износостойкость и достаточная сцепляемость
с основным металлом.
Для коленчатого вала с его высокими скоростями скольжения и
нагрузками применяются подшипники из свинцовистой бронзы или биметаллические
подшипники из стальных вкладышей с тонким слоем заливки белым металлом
(баббитом) с высоким содержанием олова. Подшипниковые цапфы для работы
в паре с свинцовисто-бронзовыми подшипниками должны быть закалены.
Легкие сплавы
Алюминий
Алюминий изготовляется электролитическим способом из глинозема,
получаемого из бокситов и латеритов.
Чистый алюминий отливается и применяется в химической
промышленности только там, где его хорошая стойкость против химических воздей-
296

ствий незаменима. При степени чистоты 99,0—99,5% предел прочности(
алюминия равен 9—12 кг/мм11 при относительном удлинении 18—25%.
Предел прочности прессованного алюминия 12—14 кг/мм2 при
относительном удлинении 5—16%; нагартованного прокатом— 15—22 кг/мм2 при
удлинении 2—8% и мягко отожженного — 7—11 кг/мм2 при удлинении
30—45%.
Для получения высококачественных конструкционных металлов
изготовляются сплавы алюминия с медью, цинком, никелем, кремнием, магнием,,
марганцем и сурьмой. Их удельный вес составляет 2,6—3; точка плавления
находится между 570 и 650° С и коэффициент линейного расширения между
20-10~6 и 27-1СГ6. При длительном нагреве свыше 150° С прочность всех
алюминиевых сплавов в горячем состоянии значительно снижается.
Путем старения сплавы частично могут быть улучшены. Сплавы с
высокой прочностью, но низкой антикоррозионной стойкостью допускают защиту
против химических воздействий путем покрытия слоем чистого алюминия
(алитирования).
Для конструкционных сталей лучшая поверхность достигается
электролитическим наращиванием (элоксацией), благодаря которой на деталях
образуется твердый слой окислов, одновременно значительно повышающий4
сопротивление механическим воздействиям.
Важнейшие сплавы алюминия нормированы по DIN (табл. 1). Они
подразделены на литые и прессованные сплавы, которые различаются по
прочности при нормальной температуре, при высокой температуре, по улучшае-
мости, по устойчивости против коррозии, морской воды и химических
воздействий, а также по полируемости. Сплавы можно отливать в песок,
и в кокили.
Таблица I
Название сплава
Силумин (AISi)
Медный силумин
(AlSiCu)
Силумин-гамма (AlSiMg)
Силумин, нагретый
и резко охлажденный
(AISi)
Гидроналиум (AlMg)
KS—морской (AlMgMn)
Свойства важнейших легких
Предел
текучести
в кг/мм2
8—9
9—10
20—28
9—10
9—10
8,5—10,5
Предел
прочности
на разрыв
в кг/мм2
17—22
17—22
25—32
18—22
16—19
15—19

Относительное
удлинение
в %
4—8
1—4
0,5—4
6—10
2—5
3—7
сплавов
Применение
Сложные, стойкие против ударов
отливки
Сложные, стойкие против
вибрации отливки
Сложные, сильно нагруженные
отливки
Отливки, подверженные
колебаниям
Детали с хорошей прочностью,
при высокой химической
стойкости, в особенности против
действия морской воды
Детали с высокой стойкостью
против действия морской воды
Для литья под давлением применяют главным образом специальные
сплавы.
Поршни из легкого сплава, как правило, изготовляют из сплавов
алюминия с медью или кремнием, которые имеют достаточную жаростойкость,
улучшаемость, износостойкость, фрикционные качества, малое
относительное удлинение и хорошую теплопроводность при малом удельном весе.
Магний
Сплавы магния — электрон и магневин — как легчайшие сплавы с
удельным весом 1,8—1,9 нашли широкое применение в самолетостроении.
Вследствие большого коэффициента удлинения и высокого потенциального^
291

напряжения сплавов требуется тщательное конструирование деталей, если
последние должны работать в условиях переменной температуры и
удовлетворять определенным требованиям прочности. Магниевые сплавы неустойчивы
против действия паров воды и солей.
ПЛАСТИЧЕСКИЕ МАССЫ И ИСКУССТВЕННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
Пластические массы на целлюлозной, углеводородной и казеиновой
основе не могут быть закалены. Их прочностные свойства и температурная
стойкость ниже, чем те же качества искусственной смолы, поддающейся
упрочнению; они поддаются обработке прессованием и частично литьем.
Искусственная смола и изготовляемые из нее материалы для
прессования хорошо обрабатываются, имеют малый вес, высокую антикоррозионную
стойкость, являются хорошими диэлектриками и обладают стойкой
окраской. Они удобны для массового производства легких деталей,
работающих при небольших нагрузках.
Высшая эксплуатационная температура твердой искусственной смолы
100—150° С, термопластичной — примерно 60—80° С. Из искусственной
смолы изготовляют высокопрочное волокно, пеноизоляционные материалы,
многослойные безопасные стекла, маслостойкие шланги, клей для металлов,
который может заменить пайку или сварку. Дисперсии из термопластической
смолы применяют для заменителей кожи, воска, клеевых материалов и как
связующее средство для пластических масс.
Искусственные материалы из целлюлозы
Искусственными материалами из целлюлозы являются ацетил-, нитро-
и бензилцеллюлоза (целон, целлулоид, тролит).
Углеводородные связующие вещества
Продукты полимеризации на ацетиленовой основе, например тролитул,
формуются под давлением и применяются без заполнителей или смешиваются
с кремниевым песком для большей теплостойкости.
К этой же группе относятся материалы, служащие для основы бензино-
стойких шлангов, плексигума и плексигласа. Плексиглас — самая твердая
форма производных полиакриловых кислот, изготовляется различной
твердости, бесцветным или окрашенным. Из него можно отливать штанги и трубы.
Он хорошо обрабатывается, при нагреве гнется и полируется до
прозрачности. Плексиглас устойчив против разбавленных минеральных кислот,
концентрированной соляной кислоты, плавиковой кислоты, щелочей, масла
и бензина. К применению в качестве безопасного стекла плексиглас особенно
приспособлен по своим упругим свойствам и потому, что не дает осколков.
Твердость его меньше твердости кремниевого стекла; в случае образования
^царапин их можно удалить полированием.
Казеиновые искусственные материалы
Казеиновые искусственные материалы в большинстве случаев
применяются лишь в пуговичной и декоративной промышленности (галалит,
^искусственный рог).
Искусственные смолы
Классификация отвердеваемых искусственных смол, применяемых как
прессовый материал, приведена в стандарте DIN с указанием их важнейших
физических свойств и инструкцией по их контролю. Из всех искусственных
материалов они имеют лучшие механические, термические и электрические
свойства. Используемые при изготовлении деталей основные материалы
подразделяются на фенол-смолы и карбамид-смолы. Обе смолы от нагре-
.298

вания до 130° затвердевают, становятся нерасплавляемыми и
нерастворимыми.
Фенол-смола, имеющая цвет золотисто-желтый до коричневого, до сих
пор известная под названием бакелита, получается как продукт
конденсации фенола или крезола с формальдегидом. Мочевинная смола, или
карбамид-смола — это продукт белого цвета конденсации мочевины с
формальдегидом.
В сыром состоянии искусственные смолы мягки, растворимы, некоторые
из них поддаются литью. При нагреве до 130° С они становятся пластичными,
а при нагреве выше 140° С — твердыми, нерасплавляемыми и химически
стойкими.
Прессуемые материалы из фенол-смолы образуются пропитыванием
минеральной муки, опилок, тканей, клетчатки, асбестовых нитей фенол-
смолой. Они мало прозрачны.
Прессуемые материалы из карбамид-смолы образуются пропитыванием
обесцвеченных волокон целлюлозы карбамид-смолой.
Прессование происходит в нагретых формах под большим давлением.
Для обработки режущими инструментами изготовляют слоистые
прессованные материалы в форме листов, труб и штанг, которые образуются
горячим прессованием пропитанных фенольными смолами бумажных
и хлопчатобумажных слоев («новотекс», «трубакс», «резитекс»). Они имеют
особенно высокую прочность и применяются также для бесшумных шестерен.
Изготовляются из них и подшипники с хорошими антифрикционными
свойствами, особенно оправдывающие себя в пыльных производствах.
Вследствие малой теплопроводности применение таких материалов для
подшипников, работающих при высоком давлении и высоких скоростях
скольжения, невозможно. Но и в этом направлении достигнуты положительные
результаты путем покрытия вращающихся валов прессованными
материалами и применения чугунных или стальных вкладышей подшипников. При
таком устройстве тепло, образующееся на поверхности скольжения, может
быть отведено через вкладыши подшипников.
При разбавлении фенольной смолы растворяющими веществами
образуются лаки, затвердевающие при нагреве обработанных поверхностей
до 130° С. На такой же основе изготовляют мастики, которыми можно
соединять детали из прессованного материала и скреплять их с другими
материалами. Клей изготовляют также из синтетических смол, например, клей
«каурит», состоящий из карбамид-смолы в соединении с особыми средствами,
ускоряющими затвердевание; клей дает надежную склейку дерева при
нормальной температуре. Tego-Ieimfilm — пропитанная фенол-смолой
бумага, при температуре 140° С надежно соединяет под давлением дерево.
Клей из синтетических смол стоек против атмосферных воздействий и против
образования плесени.
Силиконы
Искусственный материал силикон образуется из неорганической основы
и изготовляется в различных модификациях, от жидкого состояния до смо-
лообразного.
Жидкие силоконы могут быть изготовлены любой вязкости; они остаются
в жидком состоянии между 80° и 150° С, незначительно изменяют вязкость
•с изменением температуры и имеют относительно высокую сжимаемость.
Силиконо-жиры, которые между —40° до +200° С не изменяются и не
смачиваются, можно применить для изоляции электродов свечей зажигания,
при высоких нагрузках или эксплуатации во влажной атмосфере. Не
изменяющиеся в широких пределах смазывающие свойства силиконо-жиров
дают возможность применять их для смазки подшипников, работающих
лри высокой температуре или в корродирующей среде.
Силиконо-резину хорошо использовать для уплотнений, подвергающихся
воздействию температуры от —40° до +200° С.
299

Силиконо-смолы настолько повышают теплостойкость изолирующих
материалов для электрических машин, что мощность последних может быть
удвоена по сравнению с машинами, в которых применены обычные
изолирующие материалы.
Краски для покрытия из силикона отличаются длительной стойкостью,
термо- и водопрочностью. Трубы для отработавших газов, выкрашенные
силиконо-краской, могут быть нагреты до красного каления без повреждения
покрытия.
РЕЗИНА
Резина — это смесь каучука, серы, сажи, окиси цинка и других
материалов. Смесь формуется и путем нагрева превращается в упругие тела,
способные сохранять форму.
Техническое применение резины из чистого каучука ограничивается
тем, что ее физические свойства меняются при соприкосновении с маслами
и жирами, от которых она разбухает, при нагреве теряет форму, а под
воздействием света и кислорода становится ломкой и растрескивающейся.
Из искусственного (синтетического) каучука можно изготовить
резиновые смеси с лучшими механическими свойствами, чем натуральный каучук
(табл. 2).
Таблица 2
Физические свойства резины из натурального и искусственного каучука
Резина
Натуральная
Пербунан
Буна S
Буна 115
Прочность
на разрыв
в кг/см2
260
300
275
200
175
Растяжение
при разрыве
в %
600
600
650
700
600
Нагрузка
при 300%
удлинения
в кг /см2
70
90
80
55
50
Твердость
по Шору
65
70
65
60
65
Упругость
(маятниковый
молот)
50
45
50
40
30
Износостойкость искусственного каучука больше, чем натурального.
Из пербунаиа можно составить смеси, свойства которых на 30% лучше
свойств смесей из натурального каучука.
Старение всех сортов буны происходит значительно медленнее, чем
старение натурального каучука.
Пербунан отличается стойкостью против масла и бензина, но не против
бензола. Его стойкость против разбухания под действием бензино-бензоль-
ной смеси (в пропорции 6 : 4) вполне достаточна.
Натуральный каучук устойчив при длительном нагревании до
температуры не более 80—90° С. Буна же выдерживает температуру 120° С, а
пербунан — до 100° С.
Морозостойкость буны ниже, чем натурального каучука.
Способность резины к упругой деформации и к гашению колебаний,
высокие звукоизоляционные свойства делают ее отличным материалом для
пневматических шин, шлангов, резиновых прокладок, воспринимающих
низко- или высокочастотные колебания. Двигатель, коробку передач,
радиатор и кузов устанавливают на резиновых прокладках.
СТЕКЛО
Для окон автомобиля, и в особенности для ветрового окна, должно
применяться стекло, которое при наибольшей ясности и прозрачности не
искажало бы видимости.
300

Хрусталь — зеркальное стекло, отвечающее этому требованию,
обладает тем большим недостатком, что при авариях разбивается на осколки.
Вместо него употребляют безопасное стекло, обломки которого не могут
причинить вреда.
Стекло секурит при изготовлении резко охлаждается, вследствие чего
в нем возникают большие внутренние напряжения. При разрушении стекло
распадается на мелкие, слегка слипающиеся безопасные кусочки.
У многослойного безопасного стекла между двумя листами хрустального
стекла помещается слой плексигласа, который имеет те же оптические
свойства, что и стекло. Оно практически обладает совершенным постоянством
прозрачности, не ограниченно стойко против атмосферных влияний и не
чувствительно к действию воды, масла и большинства органических
растворителей.
Пластичный промежуточный слой придает стеклу высокую упругость,
которая значительно повышает гарантию против излома и предотвращает
при разрушении образование зубчатых и острых краев. В
противоположность стеклу секурит, многослойное стекло можно резать, сверлить и
шлифовать.
ДЕРЕВО
Свойства дерева зависят от возраста, места произрастания и влажности
дерева, от расположения используемой части бревна.
В качестве средних справочных данных для воздушно-сухой древесины
можно принять значения, приведенные в табл. 3.
Таблица 3
Белый бук . .
Красный бук
Ясень . . .
Дуб
Ель
Сосна . . . .
Пихта . . . .
Прочность
Дерево
различных пород древесины
Предел
изгиб
1200
950
750
600
600
580
500
1 ПрОЧНОСТ!
сжатие
650
550
450
475
400
420
300
1 в кг/см2 на
растяжение
800
1100
1000
900
450
750
700
При малом удельном весе древесина обладает высокой прочностью на удар
и колебания, но ее прочность на раскалывание незначительна. Большим
недостатком являются легкое восприятие и отдача влаги, разбухание и усушка
с образованием трещин.
Этот недостаток в значительной степени может быть устранен путем
склеивания отдельных слоев дерева так, чтобы расположение волокон
в слоях не совпадало, или путем применения фанеры, изготовленной по
указанному принципу.
Прочность фанеры превышает прочность цельного дерева на 50—100%,
в зависимости от толщины отдельных слоев фанеры и способа их
склеивания. Равномерная прочность достигается лишь при наличии не менее пяти
слоев. Наибольшая и равномерная, прочность достигается применением клея
из синтетической смолы. Изготовленная таким образом фанера стойка против
сильных колебаний температуры и влажности, а также совершенно не
подвержена грибковым (микробным) заболеваниям.
301

ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА ТВЕРДЫХ МАТЕРИАЛОВ
Материалы
Удельный
вес в г/см3
Температура
плавления
в °С
Температура
кипения при
760 мм
рт, ст. в °С

Коэффициент
теплопроводности в
ккал/м час °С
Средняя
теплоемкость
при 100° С
в ккал/кг, °С
Алюминиевая бронза . .
Алюминий
Асбест
Баббит
Бетон
Висмут
Вольфрам
Дюралюминий
Каучук сырой
Кварц
Кирпич шамотный . . .
Латунь литая
Лед"
Магниевые сплавы . . .
Магний
Медь
Мрамор
Накипь котельная . . .
Натрий
Никель
Олово:
литое
вальцованное . . . .
Платина
•Пробка
Резина:
твердая
микропористая . . .
Резитекс
Свинец
Серебро
Смолы синтетические:
фекол-древесина . .
фенол-асбест . . . .
Слюда
Стальное литье:
твердое ,.
мягкое
Сталь
Сталь быстрорежущая . .
Стекло оконное . . . .
Тальк
Тантал
Фарфор
Фибра
вулканизированная
Хром
Цинк:
литой
вальцованный . . .
литой под
давлением
Чугун:
передельный белый
серый
302
8,35
2,70
2,1—2,8
7,5—10,1
1,8—2,45
9,8
19,1
2,80
0,92—0,96
2,5—2,8
1,8—2,2
8,4—8,7
0,92
1,8—1,83
1,74
8,93
2,5—2,8
-2,5
0.97
8,85
7,2
7,8
21,3—21,5
0,24
1,2—1,8
0,06—0,25
1,3—1,4
11,34
10,5
1,33—1,45
1,87
2,6—3,2
7,85
7,83
7,86
8,4—9,0
2,4—2,7
2,7
16,6
2,3—2 5
1,28
7,1
6,85
7,14
6,8
7,0—7,8
7,25
900
658
1150—1550
300—400
271
3370+50
650
125
1500—1600
-2000
900—1000
0
650
650
1083
1290
-1200
97,5
1452
232
232
1774
-2300
-2270
2100
1560
4830
2000
2590
2900
-2300
100
1500
1120
2360

Распадается
880
2400
2275
2275
-3800
Распадается
327
960,5

Распадается
-1300
1400
1400
1300—1500
1600—1700
-700

Распадается
при 800°С
3030
1670
1890
419,5
419,5
393
1560
1150—1250
1540
2150

Распадается при
700° С
2500
2500
2500
2600
2660
907
907
Л 000
2500
2500
НО
181
0,15
30—60
0,7—1,2
9
107
111
0,17—0,30
8,5
0,40
70—90
1,5
60—125
135
320
1,8—3,0
1—3
115
50
55
55
60
0,035—0,051
0,14—0,16
0,024
0,46
32,4
360
0,26—0,30
0,77
0,3
40—50
30—40
40—50
22
0,5—0,9
63
0,7—0,9
0,18
95
91
120
45
42
0,104
0,216
0,195
0,035
0,21
0,030
0,037
0,22
0,19
0,21
0,093
0,50
0,24
0,25
0,093
0,21
0,190
0,30
0,11
0,054
0,052
0,032
0,485
0,3
0,031
0,056
0,21
0,207
0,118
0,118
0,117
0,119
0,20
0,033
0,2—0,25
0,300
0,108
0,094
0,092
0,090
0,13
0,127

VI. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ г
В автомобилестроении посадки имеют очень большое значение. Для*
равномерной работы и наибольшей безопасности движения требуется
повышенная точность изготовления деталей в условиях массового производства.
Для установления посадок на чертеже от конструктора требуется
большое внимание. Необходимо при наибольшем обеспечении взаимозаменяемости
деталей и сохранении требования эксплуатационной надежности так
назначать допуски сопрягаемых деталей, чтобы изготовление деталей была
самым дешевым. При этом необходимо учесть неточности изготовления
деталей и сборки, материал и коэффициент теплового расширения. При узких '
допусках затрудняется изготовление деталей и повышается опасность брака;
при широких допусках, напротив, облегчается изготовление деталей при
применении простейших станков и методов измерения и уменьшается
опасность брака.
Существующая система посадок ISA дает большой выбор сопряжений.
В основе построения системы допусков лежит единица допуска (в р):
где D — размер детали в мм.
Отдельные степени точности обозначаются номерами. Номера 1, 2, 3, 4~
предназначены для более точных степеней.
Степеням точности соответствуют такие исходные допуски:
Степень точности .. 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Единица допуска . . 7 10 16 25 40 64 100 160 250 400 100
Отсюда получаются значения допусков для различных областей
номинальных диаметров и степеней точности, которые приводятся в DIN 7151.
Степени точности от 1 до 4 применяются для изготовления мерительного-
инструмента; степени точности от 5 до 11 —для изготовления
взаимозаменяемых деталей; степени точности от 12 до 16 — для изготовления поковок,,
проката и литья.
Положение допусков относительно нулевой линии выражается буквами;,
при этом прописными буквами обозначают поля допусков отверстий, а
строчными буквами — поля допусков валов.
Для автомобилестроения предназначаются следующие семейства
степеней точности:
Степень точности отверстия ... 6 7 8
Степень точности валов 5 6 8, 9, 10
(для
неподвижных .
посадок)
Соответствующий класс точности
по DIN I 2. 3
Раздел приведен в сокращенном виде. Прим. ред>,-
30&

Посадки
Таблица 1
^ °-
• £*0-
S 80'
100 -
Интервалы
диаметра в мм
1 —3
Свыше 3 до 6
Свыше 6 до 10
Свыше 10 до 18
Свыше 18 до 24
Свыше 24 до 30
Свыше 30 до 40
Свыше 40 до 50
Свыше 50 до 65
Свыше 65 до 80
Свыше 80 до 100
Свыше 100 до 120
Свыше 120 до 140
Свыше 140 до 160
Свыше «60 до 180
Свыше 180 до 200
FT"
mm
4
1
—J
■■n
ВЯ
1 1
1 i i
mm
mm ~-
шва
Система отдерстия
1
-1
Н6
+0
+0
+9о
+01
+03
+13
0
g5
—3
—8
—4
—9
—5
—И
—6
—14
—7
—16
z]6
+16 1 -9
0 1—20
+16
0
+19
0
+о9
+22
0
+22
+25
0
+о5
+25
0
+29
0
—9
—20
—10
-23
—10
—23
—12
-27
—12
—27
h5
0
—5
0
—5
0
—6
0
—8
J5
±1
k5
—
—
m5
+1
+1
-t\Vi 1 $e2
±з!+?
0 1+51 +11
-9 1 -4 1 +2
0
—9
0
—11
0
—11
0
—13
0
—13
—15
0
—15
-141 0
—32 1 -18
-14
—32
— 14
—32
— 15
—35
0
—18
0
—18
0
-20
+5
n5
+11
+6
p5
+ 14
+9
r5
s5
+ 17 1+20
+12 1+15
+131 +17 1 +20 [+24
+8 1+12 1+15 1+19
+16
+10
+21
+15
+15 1 +201 +26
+7 I+I2I+I8
+17 1 +24
+8" 1+15
ii'lii7
±5 | +23
±1
±7
±7
+6
—9
±9
+7
—11
+ 13
+2
+15
+2
+15
+2
+18
+3
+18
+3
+21
+3
+7 1 +21
+7 1 +21
-111 4-3
+7
—13
+24
+4
+31
+22
+241 +31
+15| +22
+20 1 +28
+9 1+17
+20
+9
+24
+П
+24
+11
+28
+13
+28
+13
+33
+15
+28
+17
+33
+20
+37
+26
+37
+26
+45
+32
+331 +45
+20| +32
+38
+23
+38
+23
+45
+27
+33 1 +45
+15 1 +27
+33
+15
1 +37
1+17
4-45
+27
1+51
1+31
+52
+37
+52
+37
+61
+43
+61
+43
+25
+19
+31
+23
+37
+28
+29
+23
+36
+28
+44
+35
+37 1+44
+28 1+35
+45 1+54
+34 1+43
+45
+34
+54
+41
+56
+43
+66
+51
+69
+54
+58
+63
+54
+43
+66
+53
4-72
+59
t5
—
Ш
u5
+ 23
+ 18
- 1+28
- 1+23
- 1+34
- 1+28
= 1+1з
—
+ 50
+ 41
+ 50
+ 41
+ 57
+48
+ 59 1+71
+ 48 1+60
+ 65
+ 54
+ 79
+ 66
+ 88
+ 75
+86 1+106
+71 |+91
+94 1+119
+79 1+104
+1101+140
+92 1+122
+83 1+118
+65 I+1O0
+61 +86
+43 | +68
+70
+50
+97
+77
+ 126
+ 108
+ 142
+J22
+ 81
+70
+ 100
+ 87
+ 115
+ 102
+ 139
+ 124
+ 159
+ 144
+ 188
+ 170
+ 1521+205
+ 134|+19C
+ 164
+ 146
+ 186
+ 166
+ 228
+ 210
+ 256
+ 236
Ц
Щ
H7
+o9
+o2
+i5
+o8
+o21
+01
+25
0
+25
0
+30
0
+30
0
+35
+35
+40
0
+40
+40
0
+46
0
d9
-20
— 45
-30
— 60
— 40
-76
— 50
-93
-65
-117
— 35
-117
— 80
— 142
— 80
-142
— 100
— 174
— 100
— 174
— 120
— 207
— 120
— 207
-145
-245
— 145
-245
— 145
— 245
— 170
— 285
Щ
Щ
1
e8 |j f7
— 14
-28
— 20
— 38
— 25
— 47
7
—16
—10
—22
—13
—28
— 32 I —16
— 59 1—34
— 40
-73
-40
— 73
-50
— 89
— 50
— 89
— 60
— 106
-60
-106
-72
-126
— 72
— 126
-85
— 148
— 85
-148
— 85
— 148
— 100
-172
—20
-41
-20
—41
—25
—50
—25
—50
—30
—60
-30
-60
1 1 I
1 1 1
g6
—3
-10
—4
—12
-5
—14
—6
—17
—7
—20
—7
—20
—9
—25
Q
—10
—29
—10
—29
—361 —12
—711—34
—36
-71
—43
—83
—43
—83
—43
—83
—50
—96
— 12
—34
— 14
—39
—14
—39
—14
-39
— 15
—44
1 I
i I
|
Система отверстия
h6
0
—7
0
—8
0
—9
0
—11
0
—13
0
— 13
0
—16
0
-16
0
—19
0
— 19
0
-22
0
—22
0
95
0
—25
0
—25
0
—29
J6
+6
+7
+7
—2
k6
+110
+8 I +12
—3 1 +1
+9
+9
—4
+ 15
+2
m6
n6
+9 1 +13
+2 1+6
+ 12
+4
+ 15
+6
+7
+21
+8
+15 1+21
+2 1+8
+11 1+18
-5 1+2
+ 11
—5
±72
+ 12
+13
—9
+ 13
C)
+18
+2
+21
+2
+21
+2
+25
+3
4-25
+3
+25
+9
+25
+9
+16
+8
+ 19
P6
гб
+ 16 14-19
+9 1+12
+20
+12
+24
+16
+ 23
+ 15
s6
+22
+ 15
+27
+ 19
+ 23 1+32
+ 19 1+23
+Щ +29 1+34 1+39
+121+18 1+23 +28
+15| +22
+-15| +22
+33
+17
+33
+ 17
+30 I +39
+ 11 1 420
+30
+ 11
-1-39
+20
+35 1 +45
+13 | +23
+35 I +45
+13 1 +23
±iii+fi+t
и* i +f
±i?
±13
+40
+15
+28 1 +40
+3 1 +15
+33
+4
+46
+17
+42
+26
+ 41 1+48
+ 2« 1+35
+ 41
+ 28
+48
+35
t6
mm
—
u6
- 1 +25
~ 1 +18
_
—
—
+ 54
+ 41
+ 50 j+59 1+64
+ 34 1+43 1+48
+42 1+50
-f-26 1+34
+59 1+70
+43 1+54
+51 1+60 1+72
+32 1+41 1+53
+51
+32
+59
+37
+59
+37
+52 I +68
+27 | +43
+52
+27
+52
+27
+60
+31
+ 62
+ 43
+ 73
+ 51
+78
+59
+93
+71
+ 85
+66
+ 94
+ 75
+31
+23
+37
+28
+44
+33
+54
+41
+61
+48
+76
+60
+86
+70
+ 106
+ 87
+ 121
+ 102
+ 1131 +146
+ 91 1 +124
+ 76 1+1011+126
+ 54 1+79 1+104
+ 88
+ 63
+6814-90
+431+65
+68
+43
+79
+50
4-93
+ 68
+11714-147
+92 1+122
+ 1251+ 15<
+133
+108
+ 1061 + 151
+ 77 1+122
+ 171
+ 146
+ 195
+ 166
+ 166
+144
+195
+170
) +215
I +190
+235
+ 210
1 +265
1 +236

Посадки
Табли ца 2
fL -
Ш-
300 -
К 200 -
f 100 -
* 0 -
wo -
Система, отверстия
н
швшят
—
—
В
Система дал
■
—
■■
I
I I
а
1
■
Интервалы
диаметра
в мм
1—3
Свыше 3 до 6
Свыше
6 до 10
Свыше
10 до 18
Свыше
18 до 30
Свыше
30 до 40
Свыше
40 до 50
Свыше
50 до 65
Свыше
65 до 80
Свыше
80 до 100
Свыше
100 до 120
Свыше
120 до 140
Свыше
140 до 160
Свыше
160 до 180
Свыше
; 180 до 200
Н8
+ 14
0
+ 18
0
+22
0
+27
0
+33
0
+39
0
+39
0
+46
0
+46
0
+54
0
+54
0
+63
0
+63
0
+63
0
+72
0
dlO
—20
—60
—30
—78
—40
—98
—50
— 120
—65
—148
—80
— 180
—80
— 180
— 100
—220
— 100
—220
— 120
—260
— 120
—260
— 145
—305
— 145
—305
— 145
—305
+ 170
—355
е9
— 14
—39
—20
—50
—25
—61
—32
—75
—40
—92
—50
— 112
—50
— 112
—60
— 134
—60
— 134
—72
— 159
—72
— 159
—85
— 185
—85
— 185
—85
—185
— 100
—225
f8
—7
—21
— 10
—28
—13
—35
— 16
-43
—20
—53
—25
—64
—25
—64
—30
—76
—30
—76
—36
—90
—36
—90
—43
— 106
—43
— 106
—43
— 106
—50
— 122
h9
0
—25
0
—30
0
—36
0
—43
0
—52
0
—62
0
—62
0
—74
0
—74
0
-87
0
—87
0
— 100
0
— 100
0
—100
0
— 115
h8
0
— 14
0
—18
0
-22
0
—27
0
—33
0
—39
0
—39
0
—46
0
—46
0
—54
0
—54
0
—63
0
—63
0
—63
0
—72
hll
0
—60
0
—75
0
—90
0
— ПО
0
— 130
0
-160
0
— 160
0
— 190
0
—190
0
—220
0
—220
0
—250
0
—250
0
—250
0
—290
Hll
+60
0
+75
0
+90
0
+ 110
0
+ 130
0
+ 160
0
+ 160
0
+ 190
0
+ 190
0
+220
0
+220
0
+250
0
+250
0
+250
0
+290
0
Dll
+80
+20
+ 105
+30
+ 130
+40
+ 160
+50
+ 195
+65
+240
+80
+240
+80
+290
+ 100
+290
+ 100
+340
+ 120
+340
+ 120
+395
+ 145
+395
+ 145
+395
+ 145
+460
+ 170
СП
+ 120
+60
+ 145
+70
+ 170
+80
+205
+95
+240
+ 110
+280
+ 120
+290
+ 130
+330
+ 140
+340
+ 150
+390
+ 170
+400
+ 180
+450
+200
+460
+210
+480
+230
+530
+240
вп
+200
+ 140
+215
+ 140
+240
+ 150
+260
+ 150
+290
+ 160
+330
+ 170
+340
+ 180
+380
+ 190
+390
+200
+440
+220
+460
+240
+510
+260
+530
+280
+560
+310
+630
+340
All
+330
+270
+345
+270
+370
+280
+400
+290
+430
+300
+470
+310
+480
+320
+530
+340
+550
+360
+600
+380
+630
+410
+710
+460
+770
+520
+830
+580
+950
+66?
20 Бюссиен
305

»Допуски на изготовление шариковых и роликовых подшипников
установлены по DIN 620. Допуски нужно установить на каждое отверстие и вал,
смотря по роду посадки. Для типовых случаев важнейшие допуски
отверстий и валов следующие.
1. Отверстия корпусов:
J6. Подвижная посадка. Для нормальной нагрузки при вращающихся валах и
перемещаемых наружных кольцах. Применяется для подшипников вентилятора водяного насоса и
роликовых подшипников с коническими роликами, так как необходима регулировка установки
наружного кольца.
Кб. Напряженная посадка. Для нормальных и больших нагрузок при валах, вращающихся
в корпусах из легких металлов, или при вращающихся корпусах. Применяется, например,
в подшипниках коробок передач, дифференциалов и т. д.
Мб. Тугая посадка. Для больших и ударных нагрузок при вращающихся корпусах.
Применяется, например, для роликовых подшипников с коническими роликами передних колес,
червячного привода, поскольку установка наружного кольца не регулируется.
2. Вал ы:
g6. Легкоподвижная посадка. Для вращающихся корпусов при легко передвигаемом
внутреннем кольце. Применяется, например, для роликовых подшипников с коническими
роликами шейки передней оси. Требуется регулировка установки внутреннего кольца.
h5. Напряженная посадка. Для вращающихся валов или корпусов, при небольшой
нагрузке и большом числе оборотов. Применяется, например, для подшипников валов коробок
передач, вентилятора и т. д.
j5. Тугая посадка. Для вращающихся валов с большой неударной нагрузкой. Применяется,
например, для подшипников валов коробок передач, ступицы заднего колеса, червячного
привода и т. д.
к5. Глухая посадка. Для вращающихся валов при больших ударных нагрузках.
Применяется, например, для тяжелых роликоподшипников с цилиндрическими и коническими
роликами.
Для некоторых случаев должны назначаться особые допуски. В каждом
случае решающими являются эксплуатационные условия, материал и
возможности сборки.
Данные по системам посадок приведены в табл. 1 и 2.

VII. ШЕСТЕРНИ
ОСНОВЫ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Во фрикционных передачах трущиеся тела (цилиндры, конусы, плоские
диски) при вращении обкатывают одно другое по определенной окружности.
Аналогично этому при вращении находящихся в зацеплении зубчатых колес
(шестерен) можно себе представить геометрические фигуры, катящиеся одна
по другой с одинаковыми окружными скоростями и окружными усилиями.
Эти воображаемые, реально не существующие фигуры называют
начальными телами зубчатого зацепления. При равномерной передаче они должны
быть телами вращения (цилиндрами, конусами, гиперболоидами), оси
которых совпадают с осями зубчатых колес. Если начальные тела
перекатываются без скольжения, то передачи называются передачами качения.
В противоположность им в винтовых передачах имеется одновременно
дополнительное движение скольжения вдоль общей образующей, являющейся
линией соприкосновения перекатывающихся тел. По расположению осей
вращения различают несколько основных форм зацепления (табл. 1).
Таблица 1
Основные формы зацепления (по D1N)
Тип
передачи
Качения
Винтовая
»
V
Положение осей
Параллельное
Пересекающееся
Перекрещивающееся
У)
О
я
Начальные тела
Цилиндр
Конус
Цилиндр
Конус
Гиперболоид
Цилиндр и глобоид
Название шестерен
Цилиндрические
Конические
Цилиндрические
винтовые
Конические винтовые
Гиперболоидные
винтовые
Червячная шестерня и
червяк
Зубчатое зацепление каждого вида передачи определяется формой
образующей боковых поверхностей зуба и формой профиля зуба.
Форму образующей боковой поверхности определяют по сопряженному
плоскому зубчатому колесу. Плоское коническое колесо — это, коническое
колесо с углом конуса 0°. Для цилиндрических колес диаметр плоского колеса
становится равным бесконечности, вследствие чего плоское колесо
превращается в рейку.
По форме образующей боковой поверхности различают зацепление с
прямыми ступенчатыми косыми, шевронными зубьями, а также с
криволинейными зубьями, причем кривыми в этом случае чаще всего являются дуга
окружности, синусоида, циклоида или эвольвента.
Формы профилей зубьев должны обеспечить равномерность передачи
движения в процессе зацепления пары зубьев, и поэтому они должны быть
образованы с учетом определенных геометрических законов.
20*
307

В машиностроении и автомобилестроении применяется в качестве формы
профиля только эвольвента круга (кратко называемая эвольвентой),
являющаяся траекторией, описываемой любой точкой Р прямой L, когда прямая
без скольжения обкатывает неподвижную окружность, называемую
основной (фиг. 1).
N, N', N" и i|>, ф', ф" — точки касания прямой с основной окружностью
и соответствующие углы обката. По сравнению с другими профилями, чисто
теоретически более благоприятными, эвольвента имеет следующие
существенные преимущества:
1. Эвольвентный профиль не имеет точки
возврата внутри окружности обкатывания,
поэтому зуб такого профиля может быть
очень точно и экономично изготовлен
методом обкатки.
2. Сопряжение боковых поверхностей
зубьев, при правильной эвольвентной форме,
происходит кинематически правильно и при
измененном межосевом расстоянии.
3. Исходным инструментом для
изготовления зубчатого зацепления является
зубчатая рейка с прямыми зубьями, прямые
грани которых наклонены под углом зацепления а *. Рейка проста и
может быть очень точно изготовлена.
Форма зубьев, соотношения элементов зацепления и условия нагрузки
могут быть улучшены путем изменения угла зацепления, высоты зуба или
при помощи смещения профиля. Можно также сочетать эти три способа.
При изменении угла зацепления (фиг. 2) требуется (при использовании
нормального ряда модулей по DIN 867) специальный инструмент. Большие
углы зацепления вызывают заострение вершины, но зубья получаются
вместе с тем более прочными.
-fit A
6) В)
Фиг. 1. Эвольвента круга.
6)
')
Фиг. 2. Изменение формы зуба
в зависимости от изменения угла
зацепления:
а — угол зацепления 15°; б — угол
зацепления 20°; в — угол
зацепления 30°.
Фиг. 3. Изменение формы зуба
при изменении его высоты:
а — укороченный зуб; б — нормальное
зацепление; в — удлиненный зуб.
При больших углах зацепления предельные числа зубьев в отношении
подреза и величины напряжений увеличиваются, условия скольжения между
зубьями улучшаются. Напротив, недостатком всех «жестких» зубьев (с
большим углом зацепления, «тупой» вершиной, большим положительным
сдвигом профиля) является меньшая возможность упругих деформаций, что
ведет к уменьшению степени перекрытия, большим дополнительным
динамическим нагрузкам, уменьшению плавности хода.
Высота зуба может быть уменьшена или увеличена (фиг. 3).
Укороченные зубья (зуб с тупой вершиной) прочнее, но имеют уже упомянутый
недостаток — меньшую способность к упругим деформациям и малую степень
перекрытия. Высоту зуба шестерен уменьшают обычно на 0,8 мм, а в муфтах
переключения — до 0,5 мм. Высокие зубья более упруги и при точной
обработке вследствие значительной степени перекрытия обеспечивают плавность
* Точнее, под профильным углом режущего инструмента, который может отличаться от
угла зацепления. Прим. ред.
308

Делительная
окружность
Начальная
окружность
хода. При степени перекрытия 2 образуется зубчатое зацепление, которое
теоретически дает уравновешивание сил трения. Наименьшее число зубьев
для угла зацепления 20° (зацепления с прямолинейной боковой
поверхностью) равно 18. Зацепления со степенью перекрытия выше 2 называются
высокозубчатыми зацеплениями *.
Смещение профиля (фиг. 4) является наиболее часто применяемым
методом для улучшения формы зуба, свойств зацепления и условий нагрузки,
так как может быть выполнено с
помощью нормального инструмента.
Средняя линия профиля ММ
(фиг. 4) зубчатой рейки при
изготовлении шестерен сдвигается в
радиальном направлении от начальной
окружности на величину
профильного смещения хт. Смещение
наружу обозначается знаком «плюс»,
внутрь — «минус». Соответствующие
шестерни называют Vplus или Vminus.
Если величина смещения равна
нулю, то получаем так называемые фиг. 4. Смещение профиля рейки (штрихо-
нулевые шестерни. Шестерни обра- выми линиями показано зацепление без сме-
зуют следующие передачи 2: щения рейки, сплошными — со смещением).
1. Нулевая передача
(фиг. 5, а): коэффициенты смещения профиля для обоих зубчатых колес х1
и х2 равны нулю. Делительные окружности одновременно являются
начальными.
2. 1/-нулевая передача:
в отдельности каждое значение
коэффициентов смещения
профилей (хг или х2) больше или
меньше нуля, но
алгебраическая сумма их равна нулю.
И здесь делительные
окружности одновременно являются
начальными окружностями.
3- ^р^5"пеРеДача (Фиг- 5> б):
в отдельности каждое значение
коэффициента смещения может
быть равно нулю, больше или
меньше нуля; их
алгебраическая сумма больше нуля.
Радиус начальной окружности
больше радиуса делительной
окружности.
4- Ут*ла$-пеРеДача: отдельно
каждое значение коэффициента
смещения может быть равно
нулю, больше или меньше
нуля. Их алгебраическая сумма,
однако, меньше нуля.
СоответФиг. 5. Шестеренчатые передачи (а — межосевое
расстояние; Да — увеличение межосевого
расстояния; NrN2 — линия зацепления; К\К% — отрезок
зацепления; а^ — монтажный угол зацепления;
z2 - 24 h
a — нулевая передача; б — V-передача.
ственно радиус начальной
окружности становится меньше радиуса делительной окружности.
При нулевой передаче и V-нулевой передаче межосевое расстояние
т (гг + г2)
^0
П —
1 Установившегося термина для определения указанного типа зацепления в
отечественной литературе нет.
2 Избранные обозначения и сокращения объяснены в DIN 870 и 3960.
309

При V-передачах (Vplus или Vminus) av Ф #0- В автомобильных коробках
передач с заданным межосевым расстоянием av должны быть установлены
несколько пар шестерен. По определенному из условий прочности модулю
получим
Сумму коэффициентов смещения профилей (хг + х2) можно варьировать,
изменяя сумму чисел зубьев.
Для этого действительны следующие выражения:
Ev oi£ — Ev а0
Z2)
2tga0
причем Eva0 и Evau являются значениями эвольвентных функций1
(tga0 — a0) или (tga6 — ab) для делительных и монтажных начальных
окружностей.
Значения эвольвентных функций приведены в табл. 2. Графически сумма
смещений профилей может быть определена по диаграмме (фиг. 6).
Таблица 2
a
в град.
10
10,5
11
11,5
12
12,5
13
13,5
14
14,5
15
15,5
16
16,5
17
17,5
Значения функции Eva = 1
Eva
0,00179406
0,00207948
0,00239409
0,00273943
0,00311705
0,00352851
0,00397539
0,00445931
0,00498191
0,00554484
0,00614980
0,00679851
0,00749270
0,00823417
0,00902471
0,00986617
a
в град.
18
18,5
19
19,5
20
• 20,5
21
21,5
22
22,5
23
23,5
24
24,5
25
25,5
EYft
0,01076043
0,01170941
0,U 1271506
0,01377937
0,01490438
0,01609218
0,01734489
0,01866469
0,02005379
0,02151448
0,02304909
0,02566000
0,02634966
0,02812059
0,02997534
0,03191657
ga — a для a = 10-4-40°
в град.
26
26,5
27
27,5
28
28,5
29
29,5
30
30,5
31
31,5
32
32,5
33
33,5
Eva
0,03394698
0,03606936
0,03828655
0,04060151
0,04301724
0,04553686
0,04816357
0,05090065
0,05375149
0,05671960
0,05980855
0,06302207
0,06636399
0,06983825
0,07344894
0,07720026
a
в град.
34
34,5
35
35,5
36
36,5
37
37,5
38
38,5
39
39,5
40
Eva
0,08109657
0,08514237
0^08934230
0,09370118
0,09822400
0,10291590
010778223
0Д1282852
0,11806051
0,12348415
0,12910562
0,13493133
0,14096793
После определения константы передачи
2а
определяется точка пересечения линии суммы чисел зубьев с наклонными
прямыми значений ть1. Точку переносят на шкалу, на которой нанесена
сумма смещений профилей. Далее в диаграмме дается зависимость
монтажного угла зацепления <хь от константы передачи ть1. Ориентировочно можно
принять mbi = 1,01 -г- 1,04.
От распределения величины суммарного смещения (хг + х2) на
отдельные смещения для каждой шестерни в значительной мере зависят
прочностные свойства и эксплуатационные качества передачи.
На фиг. 7 показана, как пример, нагрузочная способность одного У-нуле-
еого зацепления шестерен с числами зубьев 13 и 65 (значение допустимого
коэффициента нагрузки Кв см. ниже). Плавность хода, точность обработки
и жесткость опор определяются относительным скольжением, которое
представляет собой отношение движений качения и скольжения сопряженных
1 В СССР эвольвентную функцию называют инволютой и обозначают inv a. Прим. ред.
310

CD g
g
2 • и
^2 I
CQ s I
оям
о со
CSj CV~)
Z2-'l
311

профилей, а также степенью перекрытия. Относительное скольжение должно
быть выравнено (при х = 0,47, фиг. 7); степень перекрытия следует делать
по возможности большой. Так как, к сожалению, не все свойства зубчатого
зацепления могут быть одновременно улучшены смещением профиля, обычно
применяемые системы зубчатого зацепления могут быть лишь
компромиссными решениями.
В каждом случае при применении смещения профилей необходимо учесть
следующее.
1. Диаметры окружности головок не должны выходить за пределы линии
зацепления NXN2 (фиг. 5). Участками профиля, лежащими вблизи
основной окружности (на фиг. 5, а они представлены
находящимися в зацеплении), не следует
пользоваться.
2. Толщина вершины зуба (sk) не должна
быть при закаленных шестернях значительно
меньше 0,4 т.
3. Степень перекрытия передачи, которая
определяется отношением (фиг. 5)
«в
16-
/4 -
12
W-
я
о -
6-
Ч-
2-
1
/
г
\ 4 /
V !
—.
/
0
9,2 Ofi х
с
mOs cos aOs %
и при больших смещениях профиля по величине
уменьшается, не должна быть меньше 1,10 (с
учетом точности изготовления и монтажа).
4. Подрезанных зубьев следует избегать.
5. При больших коэффициентах смещения
профилей зубья прочные, но получаются
большие монтажные углы зацепления 1 и малые
степени перекрытия (ухудшение плавности хода).
Такие коэффициенты применяются в коробках
передач для низших передач при одновременном
увеличении угла зацепления. Для высших
передач используют малые коэффициенты смещения
профилей (иногда с одновременным уменьшением
угла зацепления), что вызвано желанием
повысить плавность хода, в особенности при
приближенно выравненном относительном скольжении.
Способность передавать нагрузку
(грузоподъемность) зубьев при этом, очевидно, меньше.
Старейшей системой зубчатого зацепления является нулевое зацепление
с углом зацепления 15 или 20°, которое, однако, имеет удовлетворительные
эксплуатационные качества только при большом числе зубьев. У-нулевое
зацепление для больших передаточных чисел при малых числах зубьев
малой ведущей шестерни вследствие постоянного коэффициента смещения
профиля применимо только для ограниченной области чисел зубьев.
Улучшение зацепления достигается применением близких по величине модулей
в V-зацеплении системы Maad. Другие предложения У-зацепления даются
в DIN 870.
В странах с английской системой мер расчет зубчатых колес ведут по
диаметральному или циркулярному питчу. Диаметральным питчем DP
называют отношение числа зубьев к диаметру делительной окружности,
выраженному в дюймах. Циркулярным питчем СР называют шаг, или расстояние
между зубьями, в дюймах, измеренный по делительной окружности.
Фиг. 7. Влияние смещения
профиля на условия передачи
нагрузки:
1 — допустимый коэффициент
для изгибающих нагрузок;
2—удельное давление в полюсе;
3 — удельное давление в на-,
чальной точке однопарного
зацепления на ножке ведущей
шестерни; 4 — удельное
давление в точке ножки ведущей
шестерни, в которой головка
зуба ведомой шестерни вступает
в зацепление.
1 Это замечание справедливо для V-передач; при У-нулевых передачах монтажный угод
зацепления не изменяется.
312

Формулы пересчета питча в модуль имеют вид:
~~cp"
т
т
СР = JH- — —
DP ~~ 8,09 э
ТИПЫ ПЕРЕДАЧ
Цилиндрические шестерни с прямыми зубьями
Для вычисления размеров цилиндрических шестерен с прямыми зубьями-
приводятся различные виды соотношений, важнейшие из которых
приведены в табл. 3.
Таблица 3
Размеры элементов зацепления цилиндрических шестерен с прямыми и косыми зубьями
Параметры
Шестерни
с прямыми зубьями
с косыми зубьями
Исходные
параметры
Число зубьев
Нормальный модуль
Угол зацепления по
делительной окружности
(нормальное сечение)
Межосевое расстояние
Угол наклона зубьев к
образующей по
делительному цилиндру
(угол спирали)
Зазор между головкой
зуба и впадиной
Модуль по делительной
окружности (торцовое
сечение)
гг=\2; z2 = 32
т-по == mQ = 3,5
ап0 = <х0 = 20°
av = 80,0
Sk = (0,1 -f- 0,3) т0 = 0,25 т0
/72q = 3,5
гг = 15; г2 = 33
тп0 = 6,0
апо = 20°
av = 154,0
,ро=15°
Sk = (0,1 Ч- 0,3) тт = 0,25 тт
т--со?;0-6-2116
Расчетные
параметры
Модуль по монтажной4
начальной окружности
(торцовое сечение)
ть =
+
= 3,6364
= 6,4167
Угол зацепления по
делительной окружности
(торцовое сечение)
|^Р = 0,376810
= 20°38'49"
313

Продолжение табл. 3
Параметры
Модуль по основной
окружности (торцовое
сечение)
Угол зацепления по
монтажной начальной
окружности (торцовое
сечение)
Значение Eva
с прямыми
mg = га0 cos
mg
cos a^ —
mb
ab = 25°
Шестерни
зубьями
a0 = 3,2889
= 0,904455
15'00"
с
msg =
COS asb
См. табл. 1
косыми зубьями
ms0 cos as0 = 5,8127
msg 0,905869
asb =25°03'34"
-Сумма коэффициента
смещения профиля
Ev ab — Ev a0
= 0,969
\XSl ~f" xs2)
Ev asb — Ev '
2
= 0,8778
Коэффициенты смещения
профиля x
Xl == 0,40; x2 = 0,569
5l = 0,50; xs2 = 0,3778
, Диаметр
впадин
окружности
dFl = m0 [z1 + 2xj —
— 2(1 +5A)] = 36,05
dF2 = tn0 [z2 + 2x2 —
-2(1+5A)]= 107,23
— 2(1
= 84,39
s-mn9[-
L ^o
— 2(1 + 5*)]= 194,68
Диаметр окружности
выступов
dk\ v p2
-=51,02
dk2 == 2a^ — dF2 —
= 122,20
F2
110,32
dFi —'
220,61
Диаметр основной
окружности
dgl = nigZx = 39,4671
dg2 = mgz2 = 105,2456
dgl =
= 87,1905
= 191,8191
^Суммарная степень
перекрытия при непод-
резанных зубьях
dv sin ab
sin asb
= 1,27
2msgTZ
(при 6 = 40)
Цилиндрические шестерни с прямыми зубьями в автомобилях чаще всего
-применяются только для низших передач (для высших передач в целях
повышения плавности хода преимущественно применяют цилиндрические
шестерни с косыми зубьями).
Края зубьев у скользящих шестерен в торцовых плоскостях должны быть
•закруглены.
При внутреннем зацеплении по сравнению с внешним зацеплением больше
степень перекрытия зубьев, меньше удельное давление и габаритные
размеры. Но при малом числе зубьев шлифование шестерен с внутренним заце-
1 Указание по распределению суммарного смещения между сопряженными колесами
см* текст. Для данных примеров приняты приведенные значения.
.314

плением становится затруднительным. Условия передачи с внутренним
зацеплением шестерен значительно улучшаются при пользовании методом
смещения профиля. При этом желательно применение нулевого зацепления.
В этом случае смещения профиля и для внешнего и для внутреннего
зацеплений направлены от центра в радиальном направлении. Начало и конец
зацепления и степень перекрытия зависят от метода и условий изготовления
сопряженных шестерен.
Значения высоты головок зубьев
шестерен с внутренним
зацеплением при модуле 1,0
приведены на фиг. 8.
Цилиндрические шестерни
с косыми зубьями
Вследствие косого
расположения зубьев получается как
бы винтовое перекрытие их.
Степень перекрытия
6 sin Ро
_
с о —
тп%
Общая степень перекрытия
представляет собой сумму
винтового и профильного
перекрытий. Чтобы всегда в зацеплении
находилось больше чем два
зуба, нужно стремиться
К е5 > 1,0.
Косое расположение линии
соприкосновения на боковой
поверхности зуба обеспечивает
одновременное зацепление
различных точек профиля в
различных сечениях по длине зуба
и как следствие равномерную
и безударную передачу усилия. Зацепление цилиндрических шестерен
с косыми зубьями является более плавным и вызывает меньшие
напряжения, чем зацепление цилиндрических шестерен с прямыми зубьями.
Обычно применяемые в шестернях с косыми зубьями углы наклона
р0 = 10-^-30° вызывают осевую нагрузку
0
Фиг. 8. Высота зубьев эвольвектного профиля
шестерен с внутренним зацеплением для нулевой
и У-нулевой передачи (штрихпунктирной линией
показаны теоретические значения).
При изготовлении шестерен, а также вычислении сравнительных
значений напряжений определяющими являются модуль в нормальном сече-
d 3
нии тп =
d cos
и расчетное фиктивное число зубьев ze =
Раз-
и расчетное фиктивное число зубьев ze ^3
2 COS po
меры шестерен вычисляются по значениям в торцовой плоскости.
При проектировании нулевых, 1/-нулевых или К-передач в основу выбора
величин смещения (коррекции) должно быть положено фиктивное число
зубьев ze.
Цилиндрические шестерни с косыми зубьями применяют в тех случаях,
когда особое значение придают плавности хода. Возникающие осевые
усилия должны восприниматься подшипниками. Расчет размеров элементов
зацепления приведен в табл. 2.
Винтовые цилиндрические шестерни
Теоретическим начальным телом винтовых цилиндрических колес является
гиперболоид, часть которого, лежащая вблизи «жерловых» кругов,
заменяется цилиндром. Винтовая цилиндрическая шестерня, таким образом,
315

становится цилиндрической шестерней с косыми зубьями. Нормальные
модули сопряженных колес одинаковы, углы спирали различны. Поэтому
оси шестерен должны быть наклонены одна к другой под углом Ь = 8i + 82-
Как правило, Ъ = 90°. Зубья теоретически касаются в одной точке;
кроме скольжения по высоте зуба, происходит скольжение по длине зуба»
К. п. д. зубчатого зацепления
_ _ 1,0—fxtgp02
где р = tg p — коэффициент трения;
Poi —угол спирали ведущей шестерни;
Эо2 —угол спирали ведомой шестерни.
Нужно стремиться, чтобы ро1 было больше |В03.
П
|03
При заданном угле Ь между
осями максимальный к. п. д. v
соответствует углу
Фиг. 9. Направление вращения винтовых
цилиндрических шестерен (Ра\Раъ — осевые
силы; pls Р2 — углы спирали):
1 — ведомая шестерня; 2 — ведущая шестерня.
r oi — 2 *
Передаточное отношение
зависит не только от отношения
диаметров делительных окружностей*
но и от углов спирали колес. При
заданном передаточном числе
возможны одинаковые углы спирали
или одинаковые диаметры
делительных окружностей для обеих
шестерен. Вследствие точечного
касания и дополнительного продольного скольжения ограничивается
передаваемая нагрузка. В автомобилях эти передачи применяются только
для привода спидометра и масляного насоса.
Обе шестерни должны иметь одинаковое направление угла спирали,
которое определяет направление вращения передачи.
При правом направлении спирали шестерни (фиг. 9, а) сопряженные
колеса имеют одинаковое направление вращения, при левом (фиг. 9, б) —
противоположное. Направление осевой силы меняется с изменением
направления вращения.
Винтовые цилиндрические шестерни всегда могут быть сделаны как
нулевые или F-нулевые передачи.
Конические шестерни с прямыми зубьями
Конические шестерни с прямыми зубьями применяются для передачи
вращения при пересекающихся осях. Точка пересечения осей лежит в общей
вершине конусов колес, в которой сходятся и образующие боковых
поверхностей зубьев. Угол 8 между осями может принимать значения в пределах
0 — 180°. Обычно применяется угол Ь = 90°. В пределе при 180° получаем
плоское колесо, соответствующее рейке при цилиндрических шестернях.
Формой зубьев конических шестерен, соответствующей плоской
эвольвенте цилиндрических шестерен, является сферическая эвольвента. Все
изготовленные методом обкатки конические шестерни имеют октоидное
зацепление. Это зацепление теоретически точно, если делительные конусы
шестерен одновременно являются конусами производящего инструмента (У-заце-
пления), поэтому не дают теоретически точных условий зацепления.
Точность изготовления конических шестерен колес с прямыми зубьями
ниже точности изготовления цилиндрических шестерен с прямыми зубьями.
Чтобы избежать одностороннего контакта (и тем самым недопустимо высокой
местной перегрузки) из-за неточностей сборки, прогиба и т. д., в последнее
время шестерни изготовляют бочкообразной формы (с выпуклостью по высоте
316

и толщине зуба). Для уравнительных конических передач (дифференциал)
применяют зацепление с укороченным зубом.
Размеры элементов зацепления шестерни зависят от сопряженной
шестерни. Так как обработка ведется специальным резцом, то могут
применяться и промежуточные значения модуля, взятые из нормального ряда.
Для определения размеров элементов зацепления в табл. 4 дается ряд
соотношений.
Таблица 4
Размеры элементов зацепления конических шестерен с прямыми зубьями
Параметры
Исходные
параметры
Расчетные
параметры
Угол делительного
конуса
Ведущая шестерня
Ведомая шестерня
Число зубьев
Модуль
Угол зацепления
Смещение
Длина зуба
Угол между осями
Зазор между головкой и
впадиной
т = 6,5
а = 20°
хг = + 0,3
х2 = — 0,3
6 = 31
6 = 90°
5^ = 0,167
-^- + COS б
ctg6oi== %n5 ;
для 6 = 90е
tg Ь01 = -S- = 0,5500;
5Й1 = 28°48'40v
+ cos S
ctg Ь02 =
sin 5 '
для § = 90°
tg502 = -^-= 1,8182;
5в2 = 61°11/20'/
Диаметр делительной
окружности
dol = mz1 = 7\,5Q
( = /7222= 130,0
317

Продолжение табл^ 4
Параметры
Ведущая шестерня
Ведомая шестерня
Высота головки зуба
6*1 =
= 8,45
= 4,55
Высота ножки зуба
= т (у -хг + S*) = 5,633
6/2 =
S*) = 9,533
Длина образующей
делительного конуса
Ra = —^L— =
2 sin б
2 sin бО1 2 sin
= 74,1687
Угол головки зуба
*i = -^-= 0,113929
= -f^ = 0,061347
Да
Угол ножки зуба
tg Cfi =
=°-075948
= -|^- = 0,128531
Угол конуса выступов
*i = 35°19'
Угол конуса впадины
Л = boi — ^/i = ^4 2Ь
5/2
= 802 - С/2 = 53°52'
Наружный диаметр
окружности выступов
ki = rfoi = 2^i cos 501 =
= 86,31
2 + ^2
= 134,38
Длина зуба
l=*™pL = 25,46
COS Cjfe
2
COS
=1
Высота вершин конуса
Al = г02 — 6Л1 sin 501 = 60,93
= 31,76
Осевая сила
РА2 = Ри \g a sin Ъ02
(осевая сила всегда направлена от вершины конуса наружу)
Конические шестерни с криволинейной боковой поверхностью зубьев
Недостатки конических шестерен с прямыми зубьями привели к созданию
конических шестерен с криволинейной боковой поверхностью зуба,
нашедших в настоящее время широкое применение для привода задних осей
автомобилей. В противоположность цилиндрическим шестерням с прямыми
зубьями в этих передачах выше общая степень перекрытия и осуществляется
постепенное зацепление по всей длине зуба, в результате чего создаются
значительно более плавный ход и низкие напряжения. Вследствие различия
продольной кривизны соприкасающихся поверхностей достигается контакт
зубьев на определенной ограниченной площади, поэтому шестерни меньше
смещаются из-за прогибов, неточностей изготовления и монтажа и т. д.
Форма боковой поверхности зуба определяется методом изготовления
(табл. 5).
Средний угол спирали выбирают равным 35°. Наименьшее
технологически выполнимое число зубьев может быть принято равным пяти.
Возникающая осевая сила зависит от угла спирали, угла делительного
конуса и угла зацепления, а также от направления вращения (расчет
приведен в табл. 6).
318

Таблица 5».
Методы изготовления конических шестерен с криволинейной боковой
поверхностью зубьев
Метод

изготовления
Зуборезный инструмент
Эскиз
Описание
Процесс нарезания
зубьев
; о ч
5S
Примечания
Gleason
Круговая
фрезерная головка
со вставными
ножами для
одновременной
обработки одной или
обеих боковых
поверхностей
зуба по одной
впадине
При всех методах
режущие кромки
боковых поверхностей
ножа образуют зуб
рейки, около
которого обкатывается
колесо. Одна
впадина обрабатывается
за другой с
одновременным поворотом
на одно деление.
После одного
оборота зуб полностью
обработан
Дуга

окружности
. Можно
изготовить
шестерню
с любым
углом
спирали
Spiro-
rnatik
Круговая
фрезерная головка с
несколькими
одинаковыми
группами ножей. Три
ножа одной
группы установлены
на окружности
разных радиусов
и повернуты на
определенный
угол. Одинаковые
ножи каждой
группы
расположены на одной
окружности
Инструмент и
изделие непрерывно
вращаются (нет
прерывного процесса
деления). Каждая
группа ножей (черновой
резец и нож для
правого и левого
профиля)
обрабатывает одну впадину.
После ее
прохождения следующая
группа ножей врезается
в ближайший зуб.
Подача происходит
постепенно, а
потому для изготовления
необходимо х
оборотов изделия

Эпициклоида
Постоянная
высота
зуба. Можно
изготовить
шестерню
с любым
углом
спирали
Fiat —
Mammana
Круговая
фрезерная головка
со спирально
расположенными
ножами
Инструмент и
изделие вращаются
непрерывно. После
того как все ножи
пройдут одну
впадину, первый нож
вступает в
следующую впадину (нет
отдельного процесса
деления). Подача
происходит
постепенно, а потому для
изготовления
необходимо х оборотов
изделия.
То же
То же
319'

Продолжение табл. 5
Метод

изготовления
Klingeln-
berg
Зуборезный инструмент
Эскиз
Описание
Коническая
обкатывающая
фреза
Процесс нарезания
зубьев
Инструмент и
изделие вращаются
непрерывно. Метод
может быть сравним
с методом
тангенциально-обкаточного
фрезерования
червячных колес (нет
отдельного процесса
деления). Подача
происходит
постепенно, а потому для
изготовления
необходимо х оборотов
изделия
Форма
продольной
кривой
(отнесенная к
плоскому
колесу)
Поло и да

(приближенная

эвольвента)
Примечания
Постоянная
высота зуба.
Углы
спирали
ограничены
Таблица 6
Осевые силы Ра в конических шестернях:
и — угол зацепления; Ро — окружное усилие на делительном конусе; pt—угол
спирали; Ь{ ^ — угол делительного конуса шестерни
Ведущая шестерня
Направление
спирали
Правое
Левое
Правое
Левое
Направление вращения
По часовой стрелке
Против часовой стрелки
Против часовой стрелки
По часовой стрелке
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Значение осевой силы
шестерня:
Р* г • ft
os p0 1 ЗШ ° С0" 1 <2>
шестерня:
р
шестерня:
—^г— [+ sin ро cos Bj (2) + 1
шестерня:
р
OSp0 I -ШРоСО- 2(1) I 1
g a sin о2 (1)]
g a sin Sj ^2j]
I a Sin Ъ2 (1)]
320

Коническая винтовая передача
Конические винтовые передачи с некоторым приближением можно отнести
к гиперболоидным передачам. Теоретические делительные гиперболоиды
из производственных соображений (по условиям изготовления) заменяют
вписанными конусами. Оси шестерен не пересекаются, а перекрещиваются
на расстоянии а (фиг. 10).
Вследствие смещения осей привод
задней оси может быть расположен ниже,
ведущая шестерня — расположена в двух
подшипниках, приводной вал продлен
(двухосный привод). По свойствам
зацепления коническая винтовая передача
является промежуточной между
конической и червячной передачей. Одновременно
со скольжением по профилю в
направлении высоты зуба происходит еще
дополнительное скольжение вдоль образующей
боковой поверхности. Вследствие этого
результирующее скольжение является
более уравновешенным и зацепление более
плавным, но для передачи требуется
специальная смазка (гипоидная смазка).
Диаметр малой ведущей шестерни на
20—30% больше, чем в нормальной
конической передаче, вследствие чего
возможны большие передаточные числа и
диаметр вала малой шестерни. Ширина
шестерни и степень перекрытия также
больше. В передачах привода к задней оси
угол спирали малой шестерни выбирают
равным 50°; угол спирали зубчатого венца
тогда равен 30—35°.
Конические винтовые передачи могут быть изготовлены с
прямолинейными или с криволинейными образующими. Порядок расчета зависит от
соответствующего метода изготовления. В табл. 7 дан обзор важнейших
соотношений для конических винтовых передач.
Фиг. 10. Коническая винтовая
передача (Р — средняя точка, к которой
относят расчеты. Обозначения см.
табл. 7).
Соотношения для конических винтовых передач
Таблица 7
Исходные параметры
Расчетные параметры
Средний радиус делительной окружности
ведущей шестерни
Коэффициенты распределения смещений
осей
Величины смещения осей
Вспомогательный угол (угол наклона
делительной касательной)
гг = 9; г2 = 38; i = 4,2222; b2 = 29;
rm2 = 90; 5 = 90°; а * = 25; k ** = 1,281
rmi = rm2-^- = 27,3056
^ = -F^ = 0'08429;
K2 = 1,0 —Ki = 0,91571
ax = Кга = 2,10725; a2 = K2a = 22,89275
sin 7] = -3L = 0,07717; 7j = 4О25'34*
rm\
* Предельные значения: а = 0,40 rm2 для легковых автомобилей; а = 0,20 гш для
грузовых автомобилей большой грузоподъемности.
** Приближенно /г= 1,30-т- 1,50.
21 Бюссиен
32Г

Продолжение табл. 7
Угол делительного конуса зубчатого венца
Угол делительного конуса малой шестерни
Угол смещения осей в касательной плоскости
Угол спирали шестерни
Угол спирали зубчатого венца
Передаточное число соответствующей
плоской передачи
Вспомогательная величина
Приближенный радиус кривизны боковой
поверхности зубчатого венца****
Размер гр
Вспомогательная величина
Величина коррекции для угла зацепления
Угол зацепления:
зубчатого венца
с вогнутой боковой поверхностью
с выпуклой боковой поверхностью
шестерни
с вогнутой боковой поверхностью
с выпуклой боковой поверхностью
Коэффициенты смещения профиля хъ х2
Нормальный модуль в средней точке
tg б2 — l C°S7) - 3,28620; б2 - 73°04'30"
cos б, - LEZlh. =- 0,95954; Ь, - 16°21' 14"
sin ет — °2 „ - 0,26509; гт — 15°22'20"
rm2 cos Ьг
tg В, = k ~~~ C0S гт - 1,19498; р, - 50°04'35"
& ri sin ет
р*** = Pj — ет = 34°42'15"
sin б2
N- Гт\^ПЕТп ( 1р Л - 160,13
sin 6j со^ р2 \ 1Р — 1 /
sin P2
, 'm sin б.^ Л ..,„.
{гт ф — 1 — 0 45104
Ь л/ й cos ^2
1 W2 sin б2
гр - -^|- (sin р2 Ч- cos p2 tg Ф) - 88,44
t sin б2
k' - tgtl - U255
tg Да ^i^Pi (k'~ip \ 0,061641;
Да = 3°ЗГ38//
a = a0 + Ьа= 23°ЗГ38Г/
а = а0—Да = 16°28/22"
а = а()__да== 1бв28'22"
а = а0 + Да = 23°ЗГ38"
Коэффициент хл должен быть отнесен
к идеальному числу зубьев и к наименьшим
значениям Р и а. Так как р2 зависит
от формы кривизны (метод изготовления)
и длины зубьев, общие указания
невозможны. Принимаем V-нулевое зацепление
П 22
*** Угол Р должен быть ^35°.
**** Вычисленная величина приближенно должна соответствовать радиусу кривизны
применяемого режущего инструмента. При слишком больших отклонениях расчет нужно
повторить с измененным значением k.
322

Продолжение табл. 7
Высота головки зуба, высота ножки зуба
в средней точке Р, угол конуса выступов
и конуса впадин
Вспомогательная величина
Наружный диаметр зубчатого венца
Расстояние вершины конуса до плоскости
оси сопряженной шестерни
Выражения по табл. 4 с учетом найденных
величин. Принимаем хг = 0,26, х2 = 0,26
dk2 = 2,0 (rm2+&RhkM2 cos 62) = 181,88
(hkm = 2,80 при hz = 8,70)
LAX - rmi ctg «! — rm2 —-I. - 6,01
ДЛ2 = rm2 ctg 52 — rmi cos 7) = 0,16
Определенные по табл. 7 значения могут быть положены в основу
конструкции, но окончательные расчеты надо делать по данным поставщиков
зуборезных станков, так как размеры шестерен зависят от метода нарезания
зубьев. Особенностью конической винтовой передачи является
несимметричность углов зацепления обоих профилей зубьев, что создает на поверхностях
зубьев выравнивающие условия зацепления (равные дуги зацепления,
подобные относительные радиусы кривизны профиля, предотвращение
подрезания зубьев).
Червячная передача
Червячные передачи также являются винтовыми передачами. Их
применяют в приводе к задней оси, в рулевом управлении и иногда в приводе
вала тахометра. Зависимости для червячной передачи освещены в разделе
«Червячные передачи».
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРАВНИТЕЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ НАПРЯЖЕНИЙ
Шестерни выходят из строя вследствие поломки или износа.
Возникающие в действительности нагрузки часто заранее не могут быть определены
достаточно точно, так как внешние или внутренние динамические
дополнительные силы значительно увеличивают расчетные нагрузки. К тому же
на прочность шестерни значительное влияние оказывают различные факторы,
также заранее не поддающиеся определению.
Эти факторы подразделяются на:
1) связанные с материалом (сопротивление растяжению и срезу,
удлинение);
2) конструктивные (форма зуба, процесс возникновения и развития
напряжений);
3) производственно-технологические (расположение волокон, качество
поверхности, точность изготовления);
4) термо-технологические (твердость поверхности, глубина твердого
слоя, структура).
Расчетное определение напряжений в передачах должно поэтому
ограничиться определением сравнительных величин. Для условий, имеющихся
в автомобильных передачах, нужно определить напряжения изгиба,
контактные напряжения и надежность в отношении перегрева.
Напряжения изгиба
Для расчета напряжений изгиба прежде пользовались формулой Р = btc,
где Р — окружное усилие в кг; Ь — длина зуба в см\ t — шаг в см\ с —
допустимое напряжение в кг/см2. В дальнейшем эта формула была заменена
формулой для определения величины Sb:
с bmkbf-143 240
2V
323

со
Фиг. 11. Определение сравнительных
величин напряжений изгиба в
цилиндрических шестернях с прямыми
зубьями.
п о
06
П L
0,2-
П 7
п с
по
\
\
Л
\\
L\V
г
-А
Ш
ш
п
Ш
ш
ш
г\\
\\\
h\
\1
1\
N
ц
V
|
?
I
4.N.
Л'
л
\\
Л
у
л
л
\\
\\
\\
V
V
V
\
\ N
\
л
V1
\
\
\
\ \
\
\\
у
у
^>
v\>
л\\
Vх
4 V
\\
\\
к, \ \
W
\\
\\
\\
\ \
\ \
NssN
\N
\ 4
N N
\\ \
\\
N \
\
\ N
v \
\ \
\ \
\ \
\ \ \
\ \ !\ \
\ \
\\ \
\
\
\
^™
4^N
4X
\
\ \|
\\
\\
\ N
\
\N
\
\N
v-
V
\\
\\
N^4
xO
\\
N
ч \
\
\ ч
\\
\
ч
\
, \
4 \| \
\ \ \
rVr
\ l\ N
r~
>^
k^
b^
4. \
\>
\
4
к \
\
\ N
\\
\
\
\cP
\
Xs
s\
кNs-
\
\
у \
\
-V \
ч N1
c^
^^
\^
\^
\""
s^
\
\
\
x
^ ч
«^,
\^
\
\ v
N ч
\N
\ ^
\
\^
\
ч
N
-^
s N
\
—^
V
4,
\
—
■\
\
—p
=^5—
!=^
1^4
k\
\
\
\^
^^
■—
, 1
2
1
I
•^
—i
-^
v
..-
>^
^v
--^
\j
^^
\
^^
^^
~-^
■--.
"^
\
ч
i
^L 1
■^-,
0
N
s
N
\
К
^~-
1—.
*
1,5
1,8
2,0
2J5
3,0
3,5
U,0
Фиг. 12. Диаграмма для определения коэффициента формы зуба о\\
1 — граница подрезания зуба; 2 — граница заострения вершины зуба.

где b — длина зуба в мм,
т —• модуль в мм\
Р — окружное усилие по делительной окружности в кг;
kb — прочность ядра материала в кг1мм2\
/ — фактор прочности зуба; f = / —
10
0,98
1.79
15
1,30
2.15
20
1,49
2.25
25
1,62
2,25
30
1,72
2,25
40
1,86
2,25
50
1,93
2,25
75
2,07
2,25
Величина f имеет следующие значения (при угле зацепления 20°):
г 7
/-нулевое зацепление 0,67
f — У-зацепленне . . 1,32
При Sb = 1,0 -г- 1,5 получается достаточная надежность.
По другому методу определения сравнительных величин напряжений
изгиба зуб рассматривается как консольная балка, закрепленная на одном
конце (фиг. 11); точка приложения силы принимается в самом
неблагоприятном положении (в вершине зуба).
Опасное сечение (на основании экспериментов и практических
наблюдений) определяется путем проведения касательных к галтелям у
основания зуба под углом 30° к средней линии зуба. В качестве критерия для
напряжений в основании зуба принимается номинальное напряжение,
возникающее на рабочей (растягиваемой) боковой поверхности. По этому
методу для зацепления (по DIN 867) сравнительное значение напряжений
изгиба
где Кв — коэффициент нагрузки; Кв = -т~-) Рп = —м*
bm ' п rQ cos а0 '
ai — коэффициент формы зуба, определяемый по фиг. 12 (с учетом
смещения профиля).
Для получения величины коэффициента формы зуба от значения х
следует провести горизонтальную линию до пересечения с соответствующей
кривой z. Точку пересечения переносят по вертикали на шкалу aj.
Выравнивание напряжений изгиба достигнуто, если сумма ординат для обеих
шестерен передачи при одном коэффициенте формы зуба будет равна (хг + х2).
На основании исследований и практических испытаний предельное
значение напряжения для закаленных шестерен оь = 40 кг/мм2. Этим
значением обеспечивается достаточная усталостная прочность. При
переменных напряжениях изгиба допустимо оь = 30 кг/мм2. Если не известна сила,
действующая на зуб, или можно ожидать временных перегрузок, то
указанные значения напряжений должны быть соответственно снижены. Для
шестерен с косыми зубьями и конических шестерен коэффициент oi следует
определять для фиктивного числа зубьев. Для конических шестерен нужно
подставлять модуль по среднему сечению по длине зуба.
Питтинг
Шестерни с достаточной усталостной прочностью на изгиб часто
подвергаются опасности разрушения вследствие образования на рабочей
поверхности зубьев небольших углублений. В этом случае срок службы шестерен
определяется возникшим вследствие этого износом (питтингом). Основной
причиной образования такого разрушения является появление на
некоторой глубине под поверхностным слоем напряжения, которое превышает
предел сопротивления срезу.
Для сравнительной оценки стойкости в отношении питтинга пользуются
величиной удельного давления в полюсе или в точке, соответствующей
началу однопарного зацепления.
Допустимые значения удельного давления рН (по Herz) в кг/мм2;
для закаленных шестерен (#яс > 52) 140
для шестерен из мягкого сырого материала ~ 0,3#g
325

Для нулевого и ^-нулевого зацеплений удельное давление в полюсе
при модуле упругости Е = 22 000 кг/мм2:
рН0= 150,11
для У-зацепления:
„Я. = 87.75)7^
1
cos a~0 tg <
Для удельного давления в точке, соответствующей началу однопарного
зацепления (при Е — 22 000 кг/мм2), справедливо:
= 62,05
= az; Sin a6 —
Нагрев
Работа трения, затрачиваемая на активных частях рабочей боковой
поверхности зубьев, превращается в тепло. За исключением небольшой
части работы, превращающейся в работу деформации (которой можно
пренебречь), это тепло должно быть отведено. Так как мощность,
затрачиваемая на трение, в сопряженных шестернях одинакова, а излучающая
поверхность у малой шестерни меньше, то можно ограничиться проверкой тепловой
надежности малой шестерни.
Hofer дает для этого следующее соотношение:
с d01b d01b
\0NR
\0VN
где dOi — диаметр делительной окружности малой шестерни в мм;
I — длина зуба в мм\
N — мощность в л. с.\
V — коэффициент потери на трение, может быть взят из табл. 8.
Таблица 8
Коэффициент потери на трение V (по Hofer)
(V одновременно является степенью потерь в процентах от передаваемой
мощности зацепления)
5
7
10
15
20
25
30
40
50
75
100
150
300
5
5,56
0,83
145
1,92
2,16
2.30
2.39
2,51
2,58
2,67
2,72
2.76
2.81
2,86
7
4,80
4,00
0,62
1,10'
1.34
1.48
1.57
1.69'
1.76
1.85
1,90
1,95
1.99
2.04
10
4,23
3,42
2,82
0.48
0.72
0 86
0.96
1.08
1,15
1.24
1,29
1,33
1,38
1,43
1о
3,77
2,96
2,36
1,89
0,24
0.38
0,48
0.6D
0.67
0,76
0,81
0,86
0,91
0,95
Вн
20
3,55
2,74
2,13
1,65
1,42
0,14
0,24"
0,36
0.43
0.52
0.57
0.62
0,67
0.71
е nj н
%
3,41
2.60
1.99
1,52
1 28
0,10
0,22 '
0,29
0.38
0,43
0,48
0,52
0,57
ее занеп
3.32
2,50
1,90
1,42
1.18
1.04
0.95
0,12
0,19
0.29
0,33
0,38
0,43
0,48
3,20
2,39
1,78
1,30
1,07
0,93
0,83
0,71
0,07
0,17
0,21
0,26
0,31
0,36
лен
60
3,13
2,32
1.71
1.23
1,00
0,85
0,76
0,64
0,57
0,10
0.14
0,19
0,24
0,29
и е
75
3,04
2,23
1,62
1,14
0,90
0,76
0,67
0,55
0,48
0,38
0,05
0.10
0,14
0,19
100
3,00
2,18
1,57
1,09
0,86
0,71
0,62
0,50
0.43
0,33
0,29
0,05
0,10
U, 14
150
2,95
2,13
1,52
1,05
0,81
0,67
0,57
0,45
0,38
0,29
0,24
0,19
0,05
0 10
300
2,90
2,09
1,48
1,00
0,76
0,62
0,52
0,40
0,33
0,24
0,19
0,14
0,10
0,05
2,86
2,04
1,43
0,95
0,71
0,57
0,48
0,36
0,29
0,19
0,14
0,10
0,05
и
Внутреннее зацепление
326

Таблица 9
Цементуемые стали для шестерен
рбознпчение
ск ю
СК 15
15СгЗ
16МпСг5
20МпСг5
15CrNi6
18CrNi8
с
0,6—0,12
0,11—0,18
0,12—0,18
0,14—0,19
0,17—0,22
0,12—0,17
0,15—0,20
Химический состав
SL
0,15—0,35
0,15—0,4
<0,4
<0,4
<0,4
0,15—0,35
<0,4
Мп
0,26—0,50
0,2—0,4
0,4—0,6
1,0-1,3
1,1—1,4
0,4—0,6
0,4—0,6
в %
Сг
—
0,5—0,8
0,8—1,1
1,0—1,3
1,4—1,7
1,8—2,1
Ni
—
—
—
—
1,4—1,7
1,8—2,1
Прочность
на разрыв а о
при пробах толщиной
10
50—70
60—80
70—100
90—125
110—145
100—130
130—155
30
45—52
50—65
60—85
80—110
100—130
90—120
120—145
в кг/мм2
в мм
60
35—50
45—60
50—75
65—95
85—120
80—110
110—135
Предел
пропорциональности as
в кг/мм2
(наименьший)
25
30
40
60
70
65
80
Уллиненив Л
V jM^vi XI ГТ ^ П ЖХ W V
для проб 0 30 мм
в % (наименьшее)
19
16
13
10
8
9
7
Таблица 10
Цианируемые стали для шестерен, закаливаемых в масле
Обозначение
34Сг4
34СгМо4
37MnSi5
41Сг4
42СгМо4
с
0,30—0,37
0,30—0,37
0,33—0,41
0,38—0,44
0,38—0,45
Si
0,15—0,35
0,15—0,35
1,10—1,40
0,15—0,35
0,15—0,35
Химический состав в °
Мп
0,50—0,80
0,50—0,80
1,10—1,40
0,60—0,80
0,50—0,80
/о
Сг
0,90—1,20
0,90—1,20
—
0,90—1,20
0,90—1,20
Мо
0,15—0,25
—
—
0,15—0,25
Прочность ядра
в кг/мм2
130—190
130—200
130—200
14Q—210
140—210
Твердость
поверхности Но
58—64
58-64
58-64
58—64
58—64
Примечание. Твердость в Гольшой степени зависит от поперечного сечения (большая твердость соответствует меньшим сечениям). Твердость
поверхности зависит также от времени пребывания в цианистой ванне.

Таблица 11
Обозначение
СК 45
СК 56
53MnSi4
41Сг4
50G-V4
50СгМо4
Стали для шестерен, предназначенные для поверхностной закалки т. в.
Химический состав в %
С
0,42—0 50
0,53—0,60
0,50—0,57
0,38—0,44
0,47—0,55
0,46—0,54
Si
0,30—0,50
0,20—0,40
0,80—1,00
0,15-0,35
0,15—0,35
0,15—0,35
Мп
0,50—0,80
0,40—0,70
0,80—1,00
0,60-0,80
0,80—1,10
0,70—1,00
Сг
—
—
0,90—1,20
0,90—1,20
0,90—1,20
Мо
—
—
—
—
—
0,15—0,25
Диаметр
в мм
До 16
16—40
40—100
До 16
16—40
40—100
До 16
16—40
40—100
100—250
До 16
16-40
40—100
100—250
100—250
Предел прочности
на растяжение
ag в кг/мм2
75—90
65—80
60—72
80—100
70-85
65-80
100—120
90—105
80-95
70—85
100-120
90—105
80—95
80—100
80—100
ч.
Предел

порциональности as
в кг/мм2
(наименьший)
48
40
36
55
47
42
80
65
55
45
80
65
55
65
60
Удлинение
5S в %
(наименьшее)
14
16
18
12
14
15
11
12
14
15
11
12
14
13
13
Достижимая
поверхностная
твердость
н*с
55-61
55-61
55-61
58—63
58—63
58—63
55—61
55—61
55—61
55-61
55—61
55—61
55—61
58—63
58—63

При зубчатом зацеплении с промежуточными шестернями NR = VM
следует определить для каждого зубчатого зацепления и значения
суммировать. При хорошей смазке SA = 1,2 ч- 1,6.
При п < 1000 об/мин нужно эти значения увеличить до 2—2,5.
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ ШЕСТЕРЕН
Выбор материала (табл. 9—11) в первую очередь зависит от назначения
шестерни. Так, второстепенные передачи с небольшой удельной нагрузкой,
в целях обеспечения плавности хода, изготовляют из различных пар
материалов, как бронза — сталь, серый чугун — сталь или прессованная
пластмасса — сталь.
Для высоконагруженных передач легковых автомобилей предпочитают
применять легированную конструкционную сталь с содержанием углерода
0,3—0,4%, которую чаще всего цианируют на глубину 0,1—0,3 мм и
подвергают последующей закалке в масле или горячей воде. Вследствие высокой
прочности ядра допустимо неглубокое науглероживание, поэтому можно
применить поточный метод производства в термическом цехе. Коробление
деталей при цианировании значительно меньше, чем при цементации, для
которой требуются длительное время на науглероживание и более частые
переходы критических температур. Как недостаток можно отметить
меньшую усталостную прочность цианированных деталей и, кроме того,
ограниченную возможность шлифования после термообработки.
Высоконагруженные передачи, как дифференциал и коробки передач
грузовых автомобилей, изготовляют из легированных цементуемых сталей.
Глубина науглероживания находится в определенной зависимости от модуля
зуба: для примерного расчета можно принять t = 0,25 т.
Коробление, вызванное термообработкой, можно устранить последующим
шлифованием. В результате этого может быть достигнута высокая степень
точности деталей. Применение легированных цементуемых сталей, в
особенности для высоконагруженных передач грузовых автомобилей, основано
на их большой усталостной прочности.
Поверхностная закалка шестерен т. в. ч. или нагревом в пламени в
настоящее время в автомобилестроении применяется редко. Результаты
закалки должны быть такими же точными, как и при цементации или
цианировании. Поверхностная закалка экономически выгодна при таких
размерах деталей, которые в автомобилестроении встречаются редко.

VIII. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Для передачи вращательного движения в автомобилестроении наряду
с другими передачами находят применение цепные передачи. В настоящее
время преимущественно применяются роликовые, втулочные и в единичных
случаях зубчатые цепи.
ВИДЫ ЦЕПЕЙ
Роликовые цепи
Особенности:
1) малый износ зубьев звездочки и цепи;
2) малая чувствительность к внешним воздействиям (влажность, грязь);
3) не требуется точности элементов передачи;
4) большая
приспособленность к неблагоприятным
условиям эксплуатации (в
незащищенных передачах).
Конструкция (фиг. 1):
ролики / установлены
(ходовая посадка) на
втулках 2, как на осях. Втулки 2
запрессованы (глухая
посадка) во внутренние
пластины 3. Внутренние пластины 3
и детали / и 2 образуют
внутренние звенья. Валики^,
запрессованные в наружные
пластины 5, образуют с ними
внешние звенья. В случае
многорядных цепей
промежуточные пластины 6
связывают валики внешних
звеньев.
Применение:
1) для открытых передач или при наличии кожуха, не предохраняющего
от пыли;
2) при наличии достаточного места в закрытых передачах, картеры
которых имеют масляные уплотнения;
3) если проекция опорной поверхности шарнира звена при данных
наружных размерах и погонном весе цепи достаточно велика;
4) если выбранный шаг дает возможность иметь достаточно большое
число зубьев.
Втулочные цепи
Особен ноет и:
1) большая величина проекции опорной поверхности шарнира звена
при небольших наружных размерах, шаге и погонном весе цепи;
330
Фиг. I. Роликовые цепи

Фиг. 2. Втулочная цепь.
2) возможность коррекции зубьев для выравнивания несоответствия между
межосевым расстоянием и теоретическим размером цепи;
3) большая прочность на разрыв при малом шаге;
4) требуется изготовление элементов передачи с высокой точностью,
так как при большом износе зуба звездочки и звеньев цепи возникает
склонность к нарушению зацепления.
Конструкция (фиг. 2).
Одинаковая с роликовой цепью, с той лишь
разницей, что нет роликов.
Применение:
Л) исключительно в закрытых картерах, со
смазкой погружением в масло или
разбрызгиванием;
2) для получения наибольшего числа зубьев при наименьшем диаметре
звездочки или наименьшем шаге;
3) при ограниченных габаритных размерах;
4) если роликовые цепи в данных условиях имеют недостаточный срок
службы;
5) при высоких скоростях, чтобы уменьшить величину центробежной
силы.
Зубчатые цепи
Особенности:
1) высокий вес, приходящийся на единицу площади проекции опорной
поверхности шарнира звена;
2) малая склонность к нарушениям зацепления, вызванным износом
звездочки и цепи;
3) выравнивание длины цепи вследствие поднятия ее и увеличения
диаметра обкатывания;
4) непрямолинейность передачи силы от точки приложения ее на зубе
звездочки к соседнему звену, так как конструкция асимметричная.
Конструкция (фиг. 3).
Пластины с зубьями смещены и
соединяются валиками. Внутренние звенья имеют
в зубчатых пластинах закаленные втулки,
через которые проходят валики.
Направляющие пластины препятствуют
соскальзыванию цепи со звездочки и входят в
соответствующие пазы зубьев звездочки или
направляются ее торцами.
Применение:
1) исключительно в закрытых передачах,
2) преимущественно при небольших
скоростях цепей, так как центробежное
натяжение относительно велико ввиду большого
Фиг. 3. Зубчатая цель. собственного веса *.
ОБЩИЕ ОСОБЕННОСТИ ЦЕПЕЙ
Эластичность цепи в сочетании со свободой выбора межосевого расстояния
позволяют получать компактные и экономичные конструкции. Кроме того,
вследствие эластичности цепи можно уменьшить размеры деталей, находя
щихся в силовом потоке, что также позволяет уменьшить габаритные
размеры и вес.
1 При обычно принятых высоких скоростях цепей зубчатые цепи применяют редко,
поэтому в дальнейшем они не рассматриваются. В отношении износа для зубчатых цепей
действительны те же законы, что и для роликовых и втулочных цепей.
331

ОБЩЕЕ ПРИМЕНЕНИЕ ЦЕПЕЙ
1. В мотоциклах, мопедах и мотороллерах в качестве первичной передачи
между коленчатым валом и сцеплением, как вторичная передача между
коробкой передач и ведущим колесом; как передача от коленчатого к
распределительному валу и в переключаемых передачах.
2. В автомобилях в качестве первичной передачи между коленчатым
валом и сцеплением и передачи между коленчатым и распределительным
валами; в трехколесных автомобилях, кроме того, в качестве вторичной
передачи между коробкой передач и ведущим колесом; в электромобилях
как ведущая передача, преимущественно между двигателем и
дифференциальной передачей.
ОБЩИЕ ЗАМЕЧАНИЯ ПО ВЫБОРУ И ЭКСПЛУАТАЦИИ ЦЕПЕЙ
Определяющим размером для износостойкости и срока службы цепей
является площадь проекции опорной поверхности шарнира звена.
Прочность на разрыв, при правильном определении размеров опорной
поверхности шарнира, в большинстве случаев достаточна. В особых случаях при
высокой скорости все же рекомендуется после выбора цепи провести
проверочный расчет на прочность. При выборе размеров цепи нецелесообразно
исходить из нагрузки, разрушающей цепь. Цепи
выходят из строя в результате износа шарнира;
z'10 разрыв возможен лишь при ненормальных
нагрузках.
Z=Z0 Решающее влияние на выбор цепи имеют
размеры пространства для размещения передачи.
JT^j Обычно эти размеры бывают относительно малыми.
Вследствие этого приходится пренебрегать боль-
£■ шим сроком службы цепи. Шаг цепи нужно при-
л А D нимать по возможности малым. Меньшая звез-
зубьев Z 'на степень неравно- Д°чка Должна иметь 22 зуба и во всяком случае
мерности движения (s—путь), не менее 17. При малых числах зубьев при
повороте звена цепи получается повышенный износ,
и появляется опасность возникновения полусухого трения при
относительно высоком удельном давлении.
В случае неблагоприятных условий работы необходимо применять смазку
погружением. Когда число зубьев ведущей звездочки мало, увеличивается
степень неравномерности скорости цепи (фиг. 4) и, кроме того, особенно
при короткой цепи, могут возникнуть крутильные колебания. Эта
неравномерность частично компенсируется высокой эластичностью цепи.
Длина цепи влияет на ее срок службы, так как от длины зависит число
поворотов звеньев за единицу времени. Кратковременные пики перегрузок
компенсируются упругими удлинениями цепи.
Таким образом, приходим к заключению, что наилучшие условия работы
цепей достигаются при наименьшем шаге, наименьшем числе зубьев и
наибольшей длине цепей.
Рекомендуется межосевое расстояние принимать равным 40 шагам цепи.
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Предварительно производится приближенный расчет исходя из
имеющихся габаритных ограничений. Затем производится поверочный расчет.
В расчет вводится максимальная мощность двигателя. При вычислении
срока службы берутся средние скорости цепи. Несоответствие расчетных
данных действительным учитывается поправочным коэффициентом,
определяемым по диаграмме (фиг. 5, а), на который умножается рассчитанный
срок службы. Одновременно тем самым учитывается величина передаваемой
на колеса мощности. Этот коэффициент зависит от веса нагруженного авто-
332

100
мобиля G, отнесенного к его мощности Nm2Ly и достигаемой максимальной
скорости V км/час.
Проверочный расчет на разрыв для цепей с выбранным сроком службы
дает, как правило, благоприятный результат. При малом отношении веса
к мощности нагруженного автомобиля результаты получаются лучшими,
чем при большом.
Прочность цепи зависит не
только от скорости цепи, нм/час
но и от упругости
элементов, передающих уси- 150
лия, степени
неравномерности, угловой скорости
вала двигателя, а также
числа зубьев малой
звездочки и ударов при езде
(в особенности для
вторичных передач). Упругость 50
и степень
неравномерности учитываются
соответствующими значениями
запасов прочности.
Влияние ударов целесообразно
оценивать исходя из
отношения веса полностью
груженого автомобиля
к мощности.
По диаграмме (фиг. 5, б) можно определить средние значения запаса
прочности в зависимости от скорости цепи v м/сек и отношения веса
автомобиля G к мощности Мтш.
Ниже приведен порядок расчета цепной передачи.
о
Фиг. 5. Диаграммы для определения поправочного
коэффициента и запаса прочности.
Исходные данные для проверочного расчета
Выбранные величины для расчета
Номинальная мощность двигателя . . N
Максимальная мощность двигателя Nmax
Число оборотов двигателя при Nmax . п
Максимальное число оборотов .... /гтах
Передаточное число передачи
(наименьшее) ig
Цепь (шаг X внутренняя ширина X
X диаметр ролика)
Проекция опорной поверхности
шарнира звена /
Передаточное число цепной передачи in
Число зубьев ведущей звездочки . . Z1
Число зубьев ведомой звездочки ... Z2
Диаметр делительной окружности:
Для Zx d01
для Z2 d02
Поверочный расчет
Число часов работы под полной нагрузкой
Это значение при средних условиях работы
соответствует пробегу
s = thVpCi км.
Цепь (по шагу)
Передаточное число цепной передачи ;д
Число зубьев ведущей звездочки . ♦ Zx
Число зубьев ведомой звездочки . . Z2
Диаметр делительной окружности . . d0
Число часов эксплуатации t^
Коэффициент (фиг. 5, а) CL
Погонный вес цепи д
Мощность двигателя ^тах
Число оборотов вала двигателя при
^тах п
Наименьшее передаточное число
передач Iq
Расчет
Требуемая опорная поверхность шарнира
Усилие в цепи
= 75— кг.
v
Центробежное натяжение
V2
333

Продолжение
Исходные данные для проверочного расчета
Усилие в цепи
р 75 max ^
V
Центробежное натяжение
Pf = q — кг.
8
Суммарное усилие в цепи
Pq = Р + Pf кг.
Запас прочности
Pr
f = -_£_ (см. фиг. 5, б)
Удельное давление в шарнире
р = —j— кг/см2
Выбранные величины для расчета
Суммарное усилие в цепи
pG = р -|- Pf кг.
Запас прочности
i = — •
Удельное давление в шарнире
р = —у- кг/см2.
Срок службы при средних условиях работы
s — tfrVfCi км
Формулы для предварительного расчета цепей при проектировании
можно брать из приводимых ниже данных. Опорную поверхность шарнира
предварительно подбирают исходя из удельного давления, а разрушающую
нагрузку — с помощью фиг. 5, б.
Рассчитываемая величина
Формула
Общие данные
Мощность на ведущем валу в л. с.
Мощность на ведомом валу в л. с.
Крутящий момент в кгсм
Окружное усилие на цепной звездочке,
равное усилию в цепи, в кг
Число оборотов «едущего вала в минуту
Число оборотов ведомого вала в минуту
Коэффициент полезного действия
Скорость цепи ь м/сеи
Pv Mdn
1 75 71620
Md = 0,05Pd0 (без потерь)
Р-п ^ - 2™«
v d0
По
т] = J^- = 0,95 -г- 0,98
d^zn
60 000
Звездочки
Передаточное отношение
i = Jh- ==
Число зубьев
334
Z1 =

Продолжение
Рассчитываемая величина
Диаметр делительной окружности в мм
Шаг в мм
Коэффициент шага (см. табл. 1)
Угловой шаг в град.
Диаметр окружности впадин в мм
Диаметр ролика в мм
Диаметр наружной окружности в мм
Ширина зуба в мм
Внутренняя ширина цепи в мм
Формула
t
1
п —
sin a
360 180
2а=="Г: a = ~z
df = d0 — dx
dl — соответственно применяемой цепи
dk = d0 cos a + 2k = d0 4- (0,45 -r- 0,8) db
где k = 0,4dj
В = 0,9bj
bl — соответственно применяемой цепи
Цепи
Опорная поверхность шарнира в см2
Коэффициент скорости
Коэффициент числа зубьев
Коэффициент срока службы
Число часов работы под полной нагрузкой
в час.
Коэффициент для определения
действительного срока службы
Средняя скорость движения в км/час
Путь в км
Длина цепи в м
' "" Cv
v" ' 237
\г = -у— для 2 < 25
U F 100 Lk Z,
th= 100-f-300
CL = 3-r6
(см. фиг. 5, а) в зависимости от
наибольшей скорости и отношения веса к
мощности
vF
s=thVFCL
Lb = trio-*
335

Продолжение
Рассчитываемая величина
Формула
Число звеньев цепи
Межосевое расстояние в мм
Разрушающая нагрузка в кг
Запас прочности
Суммарная нагрузка цепи в кг
Центробежная сила в кг
Погонный вес цепи в кг/м
Ускорение силы тяжести в м/сек2
Удельное давление в шарнире в кг/см2
Коэффициент для определения допустимого
удельного давления с учетом общих
эксплуатационных условий
о a Z2 + Z1 \ 2iz J
~ t ' 2 ' а +
t
, *(mi*i40z1 + 'M()2l)*
1 t
a — (40 -г- 60) t (по возможности)
•-iK-2-4;*)*
^l 2 J Ч я J J
Рв = 1^0
■j ;> 10 в зависимости от условий работы
(см. фиг. 5, б)
PG = Р + Pf
g = 9,81
р = —р (обычно 150 — 300, возможно до 45°)
С = 3 -т- 5 (при неблагоприятных условиях
работы: грубое изготовление,
недостаточная смазка — до сухого трения, наличие
грязи, химикалий, песка и т. п.,
температура свыше 100° G, коэффициент ударов
свыше 1,8);
С = 5 -г- 6 (при нормальных условиях
работы: нормальное изготовление, открытые
передачи со средним обслуживанием,
предохранение от грубого загрязнения,
закрытые картеры, температура ниже 100° С,
коэффициент ударов до 1,8);
С = 6 -+- 8 (при хороших условиях
эксплуатации: точное изготовление, закрытые
передачи, смазка погружением или
циркуляционная, температура до 75° С,
коэффициент ударов 1,3 только для одинарных
цепей)
Наибольшее удельное давление ртах в шарнире зависит от скорости
цепи v:
v в м/сек 5 10 20 Свыше 20
Ртах в х*/^2 450 400 350 Примерно 300
Минимальный запас прочности f также зависит от скорости цепи и:
v в м/сек . . . . До 5 5—20 20—25 25—30 30—35
10
15
20
22,5
25
* Недостающие размеры см. в расчетных зависимостях для звездочек.
336

- Приведенные рекомендации даны лишь для облегчения предварительного
выбора цепи.
Выбранные по этим данным цепи после проектирования следует
обязательно проверить расчетом.
ЗВЕЗДОЧКИ
Конструкция и качество изготовления звездочек весьма сильно влияют
нз к. п. д. и на надежность работы цепной передачи. При правильном выборе
допусков у звездочек, в особенности диаметра окружности впадин,
повышается срок службы цепи. Слишком большие углы боковых граней зубьев,
в особенности для звездочек с большими зубьями, вызывают поднятие цепи
при трогании с места и при колебаниях нагрузки. Из-за этого возникают
радиальные силы,
дополнительно нагружающие
цепи и подшипники,
которые могут привести
к поломке. Слишком малые
углы боковых граней
зубьев обусловливают
неправильное зацепление и
вызывают образование
характерных форм износа.
Размеры впадины между
зубьями следует
принимать с учетом допусков на
шаг цепи и диаметр окруж-
ности впадин. Этим
достигается свободное
размещение новой цепи на
окружности впадин, что при
изготовлении звездочек
по DIN до настоящего вре- Фиг. 6. Зацепление цепи (/
мени было невозможно.
Головки зубьев должны быть по возможности узкими, чтобы исключалось
попадание звеньев цепи на вершины зубьев.
В приведенных ниже нормах эти условия в полной мере не учтены.
На фиг. 6, а изображено теоретическое зацепление цепи, которое в работе
почти не наблюдается. При стробоскопическом исследовании установлено,
что цепь меняет свое положение главным образом на звездочках с большими
зубьями. Изменение положения происходит от формы, представленной
на фиг. 6, с, до формы, представленной на фиг. 6, б, при которой в зоне
зацепления из-за петли звено цепи полностью сходит с зуба. Форма зуба для
этого случая должна соответствовать цевочному зацеплению. Так как
положение на звездочке меняется, теоретический профиль зуба должен
очерчиваться дугой окружности с центром, совпадающим с центром находящегося
в зацеплении ролика, и радиусом, равным шагу минус половина диаметра
ролика. При такой теоретической форме боковых сторон зуба, из-за ударов
при переходе нагрузки с одного ролика на другой, возникает значительный
шум. На практике профиль фланкируется, начиная от основания зуба,
в направлении к головке зуба.
Форма зуба зависит от метода обработки. При изготовлении звездочки
методом деления, получают любую желаемую форму зуба. Для обработки
методом обкатывания рекомендуется применение фрезы одного профиля
для всех встречающихся чисел зубьев. Поэтому угол боковых сторон зуба
остается почти постоянным; он незначительно меняется в зависимости от
разности между дуговым шагом звездочки и нормальным шагом фрезы.
Требуемый угол боковых сторон зуба для колес с шестью зубьями примерно
равен 20°, а со 100 зубьями — примерно 10°.
22 Бюссиен х 337

Фрезы для нарезания впадин звездочек методом деления целесообразно
изготовлять комплектами по 5 шт.:
Фреза
Число нарезаемых зубьев . .
12 3 4 5
До 8 9—12 13—18 19—35 Свыше 36
Правильная форма зуба
получается достаточно просто
одной зубонарезной фрезой.
Для каждого типа цепи
требуется только одна фреза,
которая может быть сделана
составной; закладкой колец
можно получить различную
толщину зубьев. Из-за
неуравновешенности
тангенциального усилия резания
легко возникают ошибки
деления, которых можно
избежать путем
предварительного фрезерования впадин.
В массовом производстве,
каким является
автомобилестроение, всегда выгоднее
J Ppi Г|Л изготовлять специальную
^v7t A* 7p/ фрезу для заданного числа
ЩШЩ\ зубьев.
71
V- е —|—£ —
Фиг. 7. Основные параметры звездочек.
Ниже приведены
основные параметры звездочек
(фиг. 7).
Параметры
Шаг в мм
Число зубьев
Угловой шаг
Диаметр делительной окружности в мм
(см. табл. 2)
Коэффициент числа зубьев (см. табл. 1)
Высота головки зуба в мм
Диаметр ролика цепи в мм
Диаметр наружной окружность в мм
Формула
t
Z
<>а_ 36()О
Z
t t
и"~ sin а / 180° \ Ш
sin (—— J
1 1
П sin a /180°\
sin( z)
к = 0,4d,
dj — соответственно цепи
180°
dk ~ do cos а 4- 0.8rft — d0 cos — j- 2k —
= d0 + (0.45 -r- 0.8) dt
338

Продолжение
Параметры
Диаметр окружности впадин в мм
Допуск на размеры диаметра наружной
окружности в мм
Допуск на диаметр наружной окружности
в мм
Допуск на верхний размер диаметра
окружности впадин в мм
Допуск на диаметр окружности впадин в мм
Охват звездочки цепью в долях периметра:
для общих цепей
для малой звездочки
для большой звездочки
Диаметр делительной окружности малой
звездочки в мм
Диаметр делительной окружности большой
звездочки в мм
Межосевое расстояние в мм
Радиус впадины в мм
Радиус боковых сторон зуба в мм
Зазор во впадинах в мм
Ошибка по окружности в мм
Прочие размеры в мм
Формула
dp — do — d]
Tdk = 0.1 Уt /гили h 11 (по ISO)
3
л , и- 0,05 VI
Aodf + ■кт
3
df ~ з [ L_
Г^=О,О6]/"^ VZ
3
Td = o,i6]/ t V z
в зависимости
от качества
m = 0,5 для г < 26
m = 0,7 для г > 26
90—5
Щ ~~ 180
90 4-5
180
a
гл = 0,5 ldt
t — 15е U'b0 >5°,
tt=Zm?-0,0015 + 0,05V7 + 0.025l/ri Y~Z-
-run < 0,H для нормальной цепи при
А- = 0,6 -*- 0,67
<0,Tdp
[В = 0,9 (допуск h 13);
L = Br0,25di;
s = 0,5^ (справочный размер);
е — соответственно цепи
22*
339

изготовлении звездочек необходимо следить за тем, чтобы
зубьев были очищены от заусенцев и по возможности закруглены.
П ф
края
у ру
Поверхность радиусом г4 нельзя заменять фасками; она должна быть
сделана без рисок и по возможности полированной.
Зубья малых звездочек цементуются и закаливаются. Большие звездочки
(для скоростей цепи примерно 5 м/сек) улучшаются до твердости Нв = 150;
при более высоких скоростях необходима цементация и закалка с
последуюH 55 60
щим отпуском до твердости HRc = 55 -ч- 60.
Значения коэффициента п
Таблица 1
Z
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
п
2,0000
2,3048
2,6130
2,9237
3,2361
3,5494
3,8635
4,1784
4,4939
4,8098
5,1260
5,4424
5,7590
6,0758
г
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
п
6,3927
6,7097
7,0268
7,3440
7,6613
7,9787
8,2962
8,6138
8,9314
9,2491
9,5668
9,8845
10,2023
10,5201
г
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
п
10,8379
11,1557
11,4736
11,7915
12,1095
12,4275
12,7455
13,0635
13,3815
13,6995
14,0175
14,3356
14,6536
14,9717
- Z
48
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
61
п
15,2898
15,6079
15,9260
16,2441
16,5622
16,8804
17,1985
17,5166
17,8347
18,1529
18,4710
18,7892
19,1073
19,4254
2
62
63
64
65
66
67
68
69
70
71
72
73
74
75
п
197436
20,0618
20,3800
20,6982
21.0164
21,3346
21,6528
21,9710
22,2892
22,6074
22,9256
23,2438
23,5620
23,8802
Таблица 2
Число
зубьев
Z
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
Значения диаметра делительной окружности d0 в
мм
Шаг в мм
9,525
19,050
21,953
24,889
27,848
30,824
33,808
36,800
39,799
42,804
45,813
48,825
51,839
54,854
57,872
60,890
63,910
66,930
69,952
72,974
75,997
10,16
20,320
23,417
26,548
29,705
32,879
36,062
39,253
42,453
45,658
48,868
52,080
55,295
58,511
61,730
64,950
68,171
71.392
74 615
77,839
81,064
12,7
25,400
29,271
33,185
37,131
41,098
45,077
49,066
53,066
57,073
61,084
65,100
69,118
73,139
77,163
81,187
85,213
89,240
93,269
97,298
101,329
15,24
30,480
35,125
39,822
44,557
49,318
54,093
58,880
63,679
68,487
73,301
78,120
82,942
87,767
92,595
97,425
102,256
107,088
111923
116,758
121,595
15,875
31,750
36,589
41,481
46,414
51,373
56,347
61,333
66,332
71,341
76,356
81,375
86,398
91,424
96,453
101,484
106,516
111,550
116,586
121,623
126,662
19,05
38,100
43,906
49,778
55,696
61,648
67,616
73,600
79,599
85,609
91,627
97,650
103,678
109,709
115,744
121,781
127,820
133,861
139,903
145,948
151,994
25,4
50,800
58,542
66,370
74.262
82,197
90,155
98,133
106,131
114,145
122,169
130,200
138,237
146,279
154,325
162,375
170,426
178,481
186,538
194 597
202,659
340

Продолжение табл. 2
Число
зубьев
Z
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
61
62
63
64
65
66
67
68
69
70
71
72
73
74
75
Шаг в мм
9,525
79,021
82,046
85,072
88,098
91,124
94,150
97,177
100,204
103,231
106,258
109,286
112,314
115,343
118,372
121,401
124э430
127,459
130,488
133,517
136,547
139,576
142,605
145,635
148,665
151,695
154,725
157,755
160,786
163,816
166,846
169,876
172,906
175,936
178.967
181,997
185,027
188,058
191,089
194,119
197,150
200,181
203,212
206,243
209,274
212,305
215,335
218,366
221,397
224,428
227,459
10,16
84,289
87,516
90,743
93,971
97,199
100,427
103,655
106,884
110,113
113,342
116,572
119,802
123,033
126,263
129,494
132,725
135,956
139,187
142,418
145,650
148,881
152,112
155,344
158,576
161,808
165,040
168,272
171,505
174,737
177,969
181,201
184,433
187,665
190,898
194,130
197,362
200,595
203,828
207,061
210,294
213,527
216,759
219,992
223,225
226,458
229,691
232,924
236,157
239,390
242,623
12,7
105,362
109,395
113,429
117,464
121,498
125,533
129,569
133,605
137,641
141,677
145,715
149,752
153,791
157,829
161,868
165,906
169,945
173,984
178,022
182,062
186,101
190,141
194,180
198,220
202,260
206,300
210,340
214,381
218,421
222,461
226,501
230 542
234,582
238,623
242,663
246,703
250,744
254,785
258,826
262,867
266,908
270,949
274,991
279,032
283,073
287,114
291,155
295,196
299,237
303,279
15,24
126,434
131,274
136,115
140,956
145,798
150,640
155,483
160,326
165,170
170,013
174,858
179,702
184,549
189,395
194,241
199,088
203,934
208,780
213,627
218,475
223,321
228,169
233,017
237,864
242,712
247,560
252,408
257,257
262,105
266,953
271,801
276,650
281,498
286,347
291,195
296,043
300,892
305,742
310,591
315,441
320,290
325,139
329,989
334,838
339,687
344,537
349,386
354,236
359,085
363,935
15,875
131,702
136,744
141,786
146,829
151,875
156,916
161,962
167,007
172,052
177,097
182,143
187,190
192,238
192,287
202,335
207,383
212,431
217,480
222,528
227,578
232,656
237,676
242,726
247,775
252,825
257,875
262,925
267,976
273,026
278,076
283,126
288,177
293,227
298,278
303,328
308,379
313,430
318,481
323 533
328 584
333,635
338,687
343,738
348,789
353,841
358,892
363,944
368,995
374,047
379,099
19,05
158,043
164,093
170,143
176,195
185,248
188,300
194,354
200,408
206,461
212,516
218,572
224,628
230,686
236,744
242,802
248,860
254,918
260,975
267,033
273,093
279,151
285,211
291,271
297,330
303,390
309,450
315,510
321,571
327,631
333,691
339,751
345,813
351,873
357,934
363,994
370,054
376,116
382,177
388,239
394,301
400,362
406,424
412,486
418,548
424,609
430,671
436,733
442,794
448,856
454,918
25.4
210,723
218,791
226.858
234,927
242,997
251,067
259,138
267,211
275,283
283,355
291,429
299,504
307,581
315,659
323,736
331,813
339,890
347,967
356,045
364,124
372,201
380,281
388,361
396,441
404,520
412,600
420,680
428,762
436,842
444,922
453,001
461,084
469,163
477,246
485,325
493,405
501,487
509,570
517,652
525,734
533,817
541,8%
549,981
558,063
566,146
574,230
582,310
590,393
598,475
606,557
341

КОНСТРУКТИВНЫЕ УКАЗАНИЯ
Связываемые цепью валы должны иметь параллельные и по возможности
горизонтальные оси. Желательно, чтобы межосевое расстояние было равно
40—60 шагов цепи. При больших расстояниях рекомендуется применять
опорные ролики (фиг. 8, а), натяжные ролики (фиг. 8, б), опорные пружины
(фиг. 8, в) или опорные шины (фиг. 8, г), чтобы избежать слишком большого
провисания цепи. Угол охвата для небольших звездочек должен быть
не менее 120°, а для больших звездочек не менее 90°. При меньших
углах охвата нужно следить за тем, чтобы угол впадины зубьев звездочки
был по возможности небольшим;
этим предотвратится набегание цепи
и ее разрыв.
Следует учесть, что возможны
провисание цепей и их вибрация,
а также значительное удлинение
цепей из-за износа. Поэтому в
закрытых картерах нужно
предусматривать достаточный зазор между
картером и цепью, чтобы избежать
удара цепей в стенки. Ведущую ветвь
цепи располагают вверху. Однако
следует иметь в виду, что в цепях
при торможении двигателем
направление сил изменяется, и ведущая
ветвь может провиснуть. При
больших межосевых расстояниях и
малых диаметрах звездочек может
случиться, что ветви в работе будут
соприкасаться. В этом случае также
целесообразно применить опорные
звездочки или, при небольших
скоростях, шины скольжения, которые
покрыть фиброй или твердой тканью,
и т. п. Провисание цепи можно
расстояния или натяжным роликом.
6) г)
Фиг. 8. Натяжные устройства для цепи.
устранить изменением межосевого
Натяжной ролик целесообразнее всего разместить вблизи большой звездочки
у разгруженной ветви, чтобы, таким образом, при натяжении уменьшался
угол охвата.
Натяжные ролики, вследствие указанного выше изменения силового
потока, нужно закреплять. Пружинные, автоматически поджимающие
ролики должны иметь стопорное устройство, предохраняющее от отдачи.
Консольную установку цепных звездочек следует избегать, в особенности
при валах относительно малого диаметра.
В случае применения двухрядных или трехрядных цепей такая
конструкция может оказаться непригодной, так как вследствие упругой
деформации валов цепь не сможет работать всей плоскостью звена. Поэтому в
случае возможной упругой деформации привода необходимо при определении
размеров многорядных цепей предусматривать определенный запас. В
закрытых приводах вместо многорядной роликовой цепи лучше применять
однорядную втулочную цепь, имеющую большую площадь звена.
При высоких скоростях цепей необходимо все цепи помещать в картеры,
так как только таким образом можно обеспечить хорошую смазку и
благоприятные условия работы. Лучшая смазка происходит при погружении
цепи в масляную ванну. При температурах выше50°С для смазки применяют
моторное масло, при температурах ниже 50° С — трансмиссионное масло.
Если цепь помещена в картер или имеет ограждающий кожух, не
позволяющий применить смазку погружением в масляную ванну, то нужно применить
342

специальную консистентную смазку с температурой плавления не менее 60° С.
Масло, вазелин и сало в этом случае применять нельзя, так как они
немедленно или при нагреве в работе сбрасываются под действием центробежных
сил; сало, кроме того, вызывает коррозию. Консистентная смазка
одновременно уплотняет шарниры и предохраняет их от пыли и грязи. Цепи обычно
поставляются изготовителями в смазанном виде, готовыми к установке.
После разборки цепь должна быть поставлена на место точно так же, как
она работала раньше, т. е. направление движения должно сохраниться.
В противном случае цепь начнет прирабатываться заново, что связано
с дополнительным удлинением.
ИСПЫТАНИЕ ЦЕПЕЙ
При испытании необходимо соблюдать следующие условия.
Измерение длины цепи может быть проведено точно только при тщательно
очищенной цепи и под нагрузкой. Величина нагрузки берется по
соответствующим стандартам. Внешнее состояние цепи (например, провисание)
не может служить мерилом качества, так как оно зависит от допусков на
изготовление звездочки цепи и картера.
Поэтому только измерением длины цепи
можно определить действительный ее износ.
Если производятся промежуточные
измерения, т. е. цепь после измерения опять
монтируется, то обязательно нужно следить
за тем, чтобы цепь была установлена в том
же положении. Как показывает график
(фиг. 9), удлинение возрастает очень круто,
примерно до 1/20 достигаемого срока службы,
а затем увеличение ординаты происходит Время
пропорционально времени. Фиг. 9. Изменение длины цепи
При испытании высоконагруженных це- ПРИ Работе-
пей получается большое рассеивание
результатов испытаний. Поэтому по небольшому числу испытаний нельзя сделать
заключение о пригодности данной цепи или о ее среднем сроке службы.
Всегда целесообразно при постановке нескольких испытаний
предварительно измерить не только цепи, но и одновременно для сравнения
действительные размеры диаметра окружности впадин звездочек и межцентрового
расстояния.
При вычислении допусков, относящихся к длине цепи, часто получается
значительное расхождение между наибольшими и наименьшими их
значениями.
УСЛОВИЯ ПОСТАВКИ
Размеры роликовых и втулочных цепей установлены DIN 8180
и DIN 73232. Там же даны общие условия поставки. Измерительной
скобой должно охватываться не менее трех роликов или втулок.
Допуск на длину цепи составляет 0,15% измеренной величины.
Измерения производят по 50 звеньям; соответственно допуск будет 50-^-0,015.
Предел упругости у хороших цепей должен составлять примерно 0,4
разрушающей нагрузки. Для испытания обычно принимают 0,35
наименьшего разрушающего груза. Упругая деформация должна быть равна в
среднем примерно 0,8%. При нагрузке, равной 0,5 наименьшей разрушающей
нагрузки, остаточная деформация должна составлять в среднем 0,1%.
Цепи поставляются с предварительным натяжением. На цепи должны
быть отметки, указывающие направление движения и внутреннюю сторону,
так как иначе приработка будет бесполезной.

IX. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Под подшипниками качения понимаются шариковые и роликовые
подшипники различных конструкций. Наиболее употребительные конструкции
подшипников стандартизованы.
Предусматривать применение специальных подшипников качения, даже
если они дают конструктивные и экономические преимущества, следует
только в том случае, если нужны большие партии этих подшипников и если
завод-изготовитель может обеспечить достаточное количество их для
запасных частей.
В стандарте DIN на радиально-упорные шарикоподшипники для
передних колес и упорные шарикоподшипники с канавками для пальцев
поворотных цапф учтены требования простоты конструкции или улучшения
конструктивных возможностей путем установления промежуточных размеров.
В качестве шатунных подшипников только в отдельных, редких случаях
можно применять обычные подшипники (см. раздел «Выбор подшипников
для двигателей»).
КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ
В табл. 1—3 приведены наиболее употребительные в автомобилестроении
конструкции подшипников.
В стандарте DIN указаны основные размеры, установленные для
стандартных подшипников качения: d — внутренний диаметр; D — наружный
диаметр; Ъ — ширина подшипника. Размеры специальных подшипников
следует выбирать также по этим таблицам.
Выражение «нормализованный» на подшипниковых заводах не всегда
равнозначно слову «обычный» или «ходовой». Нормализованный по основным
размерам подшипник не считается обычным, если зазоры подшипника, его
точность изготовления и т. д. не соответствуют «обычной» конструкции.
Таблица 1
Шарикоподшипники
Эскиз
Описание
Воспринимаемые
нагрузки
Место установки
Обычные (основные размеры рекомендованы международными организациями)
Радиальный,
однорядный, с неглубокими
канавками (160, 161, 60,
62, 63 и 74, DIN 265)
Ра диа льно- упор ный,
однорядный,
самоустанавливающийся (72 и 73,
DIN 628)
Радиальная
осевая
То же
Коробка передач,
сцепление,
дифференциал, коленчатый
вал, ведущие колеса
Коробка передач,
дифференциал
344

Продолжение табл.
Эскиз
Описание
Воспринимаемые
нагрузки
Место установки
Радиа льно-упо рный,
однорядный с разъемным
наружным кольцом, не-
самоустанавливающийся
(ОА и OB, DIN 628)
Радиальный
сферический, двухрядный (12,
22, 13, 23 и 133, D1N
630)
Радиальный с
заплечиками, однорядный, не-
самоустанавливающийся
(Е, Во, L и М, DIN 615)
Радиально-упорный,
двухрядный, с глубокими
канавками (32... и 33...,
D1N 628)
Упорный с канавками
(511 до 514, DIN 711)
То же (522 до 524,
DIN 711)
Радиальная и
большая осевая
Радиальная и
небольшая осевая
Радиальная и
небольшая осевая
Радиальная и
большая осевая
'только осевая
в одном
направлении
Только осевая
в двух
направлениях
Коробка передач,
вал ведущей
шестерни главной передач»
Задние колеса с
полуразгруженными
полуосями,
карданный вал
Магнето,
коленчатый вал мотоцикла
Коробка передач^
вал ведущей
шестерни главной передачи*-
Шкворень
поворотной цапфы, вал
рулевой колонки
Медленно
вращающиеся червячные
валы, вал рулевош
колонки
Специального назначения (основные размеры по DIN
или согласно рекомендациям международных организаций)
Радиальные с
неглубокими канавками,
однорядные, с кольцевым
пазом на внешней
поверхности (60. . . N. 62. . /N,,
63. . . N и 64. N, DIN
625)
Радиальный с
неглубокими канавками,
однорядный, с торцовой
шайбой (62. . Z и 63. . . Z,
DIN 625)
Радиально-упорный,
однорядный, несамоуста-
на вливающийся (173,
DIN 628)
Радиальная
осевая
То же
Коробка передав
То же
Передние колеса
343-

Продолжение табл. 1
Эскиз
Описание
Воспринимаемые
нагрузки
Место установки
i
Радиальный с
неглубокими канавками,
однорядный, с кольцевой
канавкой на наружной
поверхности с одной
защитной шайбой (62. . .
ZN, 63.. . ZN, DIN 625)
Радиальный с
неглубокой канавкой,
однорядный, с двумя
защитными шайбами (62. . . ZZ,
63. . .ZZ, DIN 625)
Радиальный с
неглубокими канавками,
однорядный, в кожухе с
защитной шайбой (60 Z,
DIN 71972)
Упорный с канавками,
самоустанавливающийся,
в кожухе (511 Z и 512 Z,
D1N 711)
Радиальная и
осевая
То же
Осевая
Только осевая
в одном
направлении
Коробка передач
То же
Сцепление
Шкворень
поворотной цапфы
Радиальные роликоподшипники
Таблица 2
Эскиз
Описание
Воспринимаемые
нагрузки
Место установки
Обычные
у/У///{
t
С цилиндрическими
роликами, однорядные,
с бортами на наружном
кольце и с внутренним
кольцом (DIN 5412)
С цилиндрическими
роликами, однорядные, с
бортами на наружном
кольце и однобортовым
внутренним кольцом
(DIN 5412)
С цилиндрическими
роликами, однорядные,
с бортами на внутреннем
кольце и наружным
кольцом (DIN 5412)
С цилиндрическими
роликами, с бортами на
наружном кольце,
с отъемной торцовой
шайбой на внутреннем
кольце (DIN 5412)
Только
радиальная
Радиальная и
небольшая осевая
только при хорошей
смазке
Только
радиальная
Радиальная и
небольшая осевая
только при хорошей
смазке
Коробка передач,
колеса, вал ведущей
шестерни главной
передачи,
дифференциал, коленчатый
вал
То же
Коробка передач,
колеса, валы
ведущей шестерни
главной передачи,
дифференциал,
коленчатый вал
346

Продолжение табл. 2
Эскиз
Описание
Воспринимаемые
нагрузки
Место установки
\/
W///#
Сферический,
двухрядный (DIN 635)
С бочкообразными
роликами, однорядные
(DIN 635)
С коническими
роликами, однорядные (DIN
720)
Игольчатые,
ные (DIN 617)
од нор яд-
Радиальная и
осевая
Радиальная и
ограниченно осевая
Радиальная и
в одном направлении
осевая
Только
радиальная
Особого назначения
С цилиндрическими
роликами, с бортами на
наружном или
внутреннем кольцах и
соответственно без
внутреннего или наружного
кольца (DIN 5412)
С цилиндрическими
роликами, однорядный,
с бортами на наружном
кольце, с кольцевой
канавкой на наружной
поверхности, с опорным
бортом и упорной
шайбой или без внутреннего
кольца (DIN 5212)
С коническими
роликами без внутреннего
кольца, со специальным
сепаратором (DIN 720)
Двухрядный с
цилиндрическими роликами,
с сепаратором из бронзы,
штампованной латуни
или легкого металла
Радиальная,
небольшая осевая
только при хорошей
смазке
Радиальная,
небольшая осевая
только при хорошей
смазке
Коробка передач,
колеса, валы
ведущей шестерни
главной передачи,
дифференциал,
коленчатый вал
Коробка передач,
вал ведущей
шестерни главной передачи
Ведущие колеса,
шкворни, коробки
передач, привод к
ведущим колесам
Шкворни,
качающиеся рычаги
Коробка передач,
коленчатые валы
Коробка передач,
Рулевая колонка
Специально для
шатуна
347

Элементы подшипников качения
Таблица 3
Эскиз
Описание
Воспринимаемая
нагрузка
Место установки
Свободные
цилиндрические ролики (DIN 5412)
Игольчатые
подшипники без колец (DIN
5407)
Роликоподшипник без
колеи (DIN 617)
Роликоподшипник с
сепаратором, с одним или
несколькими рядами
роликов
Только
радиальная; осевая
при п = 0
Только
радиальная
То же
Шатун, шестерки,
свободно сидящие на
Кулачковые
механизмы, качающиеся рычаги,
шестерни, свободно
сидящие на валах
Коробки передач
Специально для
шатуна
ДОПУСКАЕМЫЕ НАГРУЗКИ НА ПОДШИПНИКИ И ИХ ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Коэффициенты работоспособности
В каталогах подшипников качения указан динамический С и
статический Со коэффициенты работоспособности.
Динамическая нагрузка
Динамический коэффициент работоспособности С указывает допускаемую
для подшипника нагрузку, при которой долговечность его соответствует
миллиону оборотов (при условии приложения нагрузки к внутреннему
кольцу) (см. «Условия работы»).
За долговечность подшипников принимают число оборотов, при котором
90% подшипников испытываемой партии не имеют признаков усталости.
Для подшипников любой конструкции долговечность в миллионах
оборотов определяют по формуле
где С — динамический коэффициент работоспособности в кг;
Р — нагрузка на подшипник в кг.
Определение допускаемой нагрузки на подшипник
при различных числах оборотов
При расчете удобно выражать долговечность в рабочих часах и относить
допускаемую нагрузку к определенному числу оборотов подшипника.
Относительная допускаемая нагрузка Сп выражает допускаемую
нагрузку, действующую на подшипник при числе оборотов п и долговечности,
348

равной 500 рабочих часов, при условии, что усилие действует на внутреннее
кольцо. При условии, что /„ — коэффициент числа оборотов, Lh — срок
службы в рабочих часах, fh — коэффициент долговечности, имеем отношения:
С„ = }пС; (2)
L = з ' > (3)
-j/ 0,03га
'Л - ~50СГ
Шпала 1
10 fr 20 or 30 40 50 100 ZOO 300 400 500 600
>n 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1 1 0,90 0,80 0,10 0,60 °>55 0t50 W5 0,40
600 1000 2000 3000 4000 6000 8000 10000 20000 30000
П I , . , I , . , , 1м.,|.м,|,,;,| » I . 1 1 I 1 [ 1 . . . . I. y.l.M.I...^ ,
h 0,38 0t35 0,32 0,30 0£8 0£6 0,2*t 0,22 o,2OW W 0,170,16 0,15 0,14 0,13 0,12 0,11 0,10
Шкала 2
t 200 300 Ш 500 1000 2000 5000 10000 20000 fyOOOO 60000
Lh \ i> i , \ , | , , , , i > t , i i t i I i i > > I i I i i i I i I i 1
fb 0,7 0,8 0,9 1 Ifi 2 2,5 3 3,5 4 4,5 5
Фиг. 1. Шкалы для определения коэффициентов fn и fn.
Величины коэффициентов числа оборотов fn в зависимости от числа
оборотов п можно найти по шкале 1 и величины коэффициентов
долговечности в зависимости от долговечности Lh — по шкале 2 (фиг. 1).
Статическая нагрузка
Статический коэффициент работоспособности подшипника служит для
определения допускаемой нагрузки на подшипник при его неподвижном
состоянии. Им пользуются для расчета подшипников, оба кольца которых
вращаются в одном направлении с одинаковым числом оборотов, для
подшипников с качательным движением, а также для подшипников, которые
вращаются с очень небольшим числом оборотов. Статический коэффициент
работоспособности следует применять и в таких случаях, когда на
вращающийся подшипник действуют непродолжительные, но очень большие
динамические нагрузки. Если нагрузка на подшипник достигает величины,
соответствующей статическому коэффициенту работоспособности Со, то
в месте наибольшего напряжения одной из поверхностей качения возникают
небольшие пластические деформации, не влияющие на работу подшипника
в целом; они занимают приблизительно 1/10 000 диаметра тела качения
(шарика или ролика).
Допускаемую статическую нагрузку PQ можно определить из уравнения
Ро=— • (6)
0 So
Коэффициент надежности s0 для подшипников промежуточных шестерен
коробки передач колеблется от 0,7 до 2,0 в зависимости от
продолжительности пользования данной передачей, а для подшипников шкворня
поворотной цапфы — 3,5.
349

Условия работы
Условия, при которых работают подшипники, влияют на их долговечность.
Коэффициент вращения х учитывает условия вращения. С помощью
этого коэффициента пересчитывают только действительные радиальные
нагрузки. Данные о коэффициенте х приведены в каталогах подшипников
качения.
Допускаемые нагрузки для роликоподшипников без наружных
и внутренних колец
Нередко создаются опоры, в которых применяются свободные игольчатые
или цилиндрические ролики, причем тела качения вращаются
непосредственно на устанавливаемых деталях или внутри их. Коэффициенты
работоспособности Си Со можно вычислить с помощью следующих формул:
игольчатые подшипники
_2_
С — 3,0z 3 Dwlejf кг; (7)
C0=l,6izDJeffKe; (8)
роликоподшипники
С = fcz~* DJW кг; (9)
0 = z,zizuwiw кг у (Ш)
где / — число рядов роликов;
z — число роликов в каждом ряду;
Dw — диаметр ролика в мм;
leff— несущая длина ролика в мм;
tw — длина ролика в мм;
f — коэффициент, значения которого приведены ниже:
Короткие ролики с направляющим буртиком (lw < \,4DW) . . 5,0
Длинные ролики (\,№w < lw<2bDw) 4,5
Короткие ролики со свободным ведущим кольцом 4,0
Длинные ролики 3,5
Возможность применения игольчатых подшипников и
роликоподшипников с длинными цилиндрическими роликами ограничена. Для игольчатых
подшипников произведение dmn < 60 000; для подшипников с
цилиндрическими сплошными роликами это произведение должно быть равно 100 000,
где dm — диаметр окружности (в мм), проходящей через центр роликов,
п — число оборотов подшипника. У игольчатых подшипников
окончательный зазор после сборки между первой и последней иглой не
должен превышать 0,5 мм. У роликоподшипников с цилиндрическими роликами
этот зазор составляет 0,5—1,0 мм при наличии точных боковых
направляющих.
Поверхность качения должна иметь твердость HRc = 62+3 (см. также
«Подшипники двигателя»).
^Осевые составляющие нагрузок у радиально-упорных шарикоподшипников
и роликоподшипников с коническими роликами
У радиально-упорных шарикоподшипников и роликоподшипников с
коническими роликами при действии на них радиальных нагрузок возникает
осевая составляющая. Эту составляющую следует особо учитывать при
несимметричной установке или при неравном нагружении пары
подшипников. Разность между осевыми составляющими обоих подшипников на одном
и том же валу учитывается при расчете как дополнительная осевая нагрузка
на тот подшипник, составляющая которого меньше. Следует учесть действую-
350

щие в этом случае внешние осевые нагрузки. Рекомендуется выяснить
по каталогам фирм, производящих подшипники качения, отношение осевой
составляющей к радиальной нагрузке.
Допускаемая осевая нагрузка на роликоподшипники
с цилиндрическими роликами
Для восприятия осевых нагрузок, особенно в коробках передач, нередка
приходится использовать радиальные роликоподшипники с
цилиндрическими роликами. Восприятие нагрузки подшипником сопровождается
трением скольжения между торцовой поверхностью роликов и заплечиками
кольца. Допустимая осевая нагрузка зависит от размеров подшипника^
числа оборотов в минуту подшипника, качества и количества смазки,
температуры, продолжительности действия нагрузки, степени приработки.
Вследствие указанных причин точное вычисление допустимой осевой
нагрузки едва ли возможно. Однако при хорошей смазке можно для
большинства случаев пользоваться формулой
/сг, (11)
где Dw — диаметр роликов в мм;
z — число роликов в одном ряду.
Однако при таком использовании радиальных роликоподшипников
конструктору рекомендуется уточнять допустимые нагрузки.
ЭКВИВАЛЕНТНАЯ НАГРУЗКА
Понятие эквивалентной нагрузки
Под эквивалентной нагрузкой понимают постоянную теоретическую
нагрузку, при действии которой долговечность подшипника получается
такой же, как и при приложении к подшипнику различных действительных
нагрузок, как, например, одновременное действие радиальной и осевой
нагрузок, или только осевой, или переменной нагрузки и т. д.
Определение эквивалентной нагрузки вращающихся подшипников
Величину эквивалентной нагрузки получим из уравнения
P = XFr + YFa, (12)
где F r — радиальная нагрузка, действующая на подшипник;
F а — одновременно действующая осевая нагрузка;
X — коэффициент воздействия на подшипник радиальных усилий;
У — коэффициент воздействия на подшипник осевых усилий.
Числовые значения коэффициентов X и Y приведены в каталогах
подшипников качения. Эти значения справедливы лишь при окружной силе
Р > Fr или при сосредоточенной силе Р > l,4Fr. Если же величина Р
меньше, то, пренебрегая значением Fa, нужно принять Р = Fr или
соответственно Р = \AFr
Если подшипник работает при различных условиях нагружения, причем
величина нагрузки на подшипник, число его оборотов и продолжительность
действия нагрузки переменны, то среднюю нагрузку, действующую на
подшипник, можно определить по формуле
где Р1ч Р2, . . . , Р2 — постоянная нагрузка;
пи п2, . . . , п2 — постоянные числа оборотов;
*и ^2, ...» tz — продолжительность действия нагрузки;
п — приведенное число оборотов»
351,

n=z
Суммарное время работы подшипника I = 2 К* Отсюда вытекает, что
Рп — постоянная средняя нагрузка, при действии которой долговечность
подшипника получается той же, что и при действии фактической
переменной нагрузки. Следовательно, средняя нагрузка не является средним
арифметическим числом.
Определение эквивалентной нагрузки неподвижных подшипников
Если максимальная статическая нагрузка подшипника складывается
>из радиальной составляющей FrQ и осевой составляющей FaQ, то
эквивалентная статическая нагрузка
Коэффициенты Хо и Уо приведены в каталогах подшипников качения.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКА
Введение
В автомобилях при часто меняющемся режиме работы очень трудно
установить фактически действующие напряжения в деталях. В связи с этим
ъ автомобилестроении, больше чем в любой другой области применения
подшипников качения, приходится пользоваться опытными данными,
взятыми из практики. Ниже будут указаны наименьшие коэффициенты
долговечности для наиболее важных мест расположения подшипников, которые
по возможности должны быть выдержаны. Приводимые минимальные
величины долговечности подшипников соответствуют долговечности, которой
должен удовлетворять современный автомобиль. У легковых автомобилей
и автофургонов малой грузоподъемности средняя длина пробега равняется
«О 000—100 000 км, для грузовых автомобилей — 100 000—150 000 км.
При проектировании автомобиля, используя указанные коэффициенты
долговечности подшипников, можно определить наименьший необходимый
размер подшипника. Рекомендуется провести такую дополнительную
проверку выбранных подшипников, потому что при эксплуатации подшипников
всегда могут потребоваться особые условия (режимы), которые следует
учесть при выборе подшипника и которые часто зависят от назначения
и конструктивных особенностей данного узла автомобиля.
Выбор подшипников для передних колес
Для предварительного расчета подшипника переднего колеса достаточно
принимать наименьший коэффициент долговечности подшипника, указанный
в табл. 4.
Таблица 4
Коэффициент долговечности для подшипников передних колес
Автомобиль
-Легковые автомобили и легкие автофургоны
(минимальная величина)
Грузовые машины:
минимальная величина
нормальная величина
Внешний подшипник
2,5
2,5
3,0
1,5
1,5
1,8
Внутренний
подшипник
2,5
2,5
3,0
Расстояние между подшипниками переднего колеса должно составлять
е меньше 12% действительного диаметра колеса для легковых автомобилей
15% —для грузовых автомобилей.
352

В большинстве случаев ось давления колеса на грунт проходит от
внутреннего подшипника на расстоянии, равном х/3 расстояния между
подшипниками. Иногда эта линия проходит через внутренний подшипник или даже
позади него (в направлении оси автомобиля). Несмотря на это, менее
нагруженный внешний подшипник не должен быть слабее, чем это соответствует
коэффициенту fh2 в табл. 4.
Это условие особенно важно при применении радиально-упорных
шарикоподшипников или роликоподшипников с коническими роликами, потому
что внешний подшипник даже при езде по прямой воспринимает осевую
составляющую от более сильно нагруженного внутреннего подшипника
или разность осевых составляющих обоих подшипников.
Особые напряжения, возникающие в подшипниках при езде по кривой
(на поворотах), в этом случае не учитываются.
Если PR — составляющая статической нагрузки на цапфу; QR —
давление колеса на грунт в неподвижном состоянии, то коэффициент долговечности
При определении долговечности подшипников передней оси важно знать
максимальный пробег автомобиля в километрах. Его можно вычислить
приближенно, так как в отношении продолжительности действия отдельных
нагрузок в любом случае приходится делать предположения.
При определении длины пробега необходимо учесть следующие виды
нагрузок; статическую нагрузку, действующую на поворотную цапфу;
ударные нагрузки в радиальном направлении, вызванные неровностью
дороги или прогибами рессоры; повышенную нагрузку на поворотную цапфу
внешнего переднего колеса, пониженную нагрузку на поворотную цапфу
внутреннего переднего колеса; осевое усилие, действующее по окружности
колеса во время езды по кривой (на повороте); опрокидывающее усилие,
возникающее при движении автомобиля по кривой. Среднюю нагрузку
можно в этом случае определить по формуле (13). Из уравнения (1)
вычисляют число оборотов колеса и, следовательно, максимальный пробег
автомобиля.
Выбор подшипника для шкворня поворотной цапфы
Для шкворня поворотных цапф автомобилей в настоящее время
применяют преимущественно упорные шарикоподшипники с канавками и с
кожухом (DIN 711). Для восприятия радиальных нагрузок используют в
отдельных случаях игольчатые подшипники и редко — роликоподшипники с
коническими роликами (ряда 313, DIN 720) для одновременного восприятия
радиальных и осевых нагрузок.
Подшипники шкворней при повороте рулевого колеса во время большей
части движения автомобиля неподвижны. Подшипники, у которых
центральный угол между соседними роликами меньше, чем угол поворота рулевого
колеса, соответствующего его свободному ходу, работают в указанных местах
лучше, потому что их опорные поверхности чаще обкатываются роликами.
По этой же причине подшипники (DIN 711) делают с минимальным
расстоянием между телами качения.
Наблюдаемое часто образование углублений на беговых канавках не
является только результатом действия большой нагрузки или недостаточной
твердости материи. Образование углублений можно объяснить
преимущественно износом и неудовлетворительной смазкой, т. е. недостаточной
защитой соприкасающихся поверхностей от коррозии. Поэтому для
подшипников, устанавливаемых в поворотных цапфах, следовало бы применять смазку
не слишком высокой консистенции, которая лучше прилипает к телам
качения. Кроме того, чрезвычайно важно уменьшить свободный ход в рулевом
механизме, чтобы предотвратить его от ударных нагрузок.
23 Бюссиен 353

Размер подшипника следует выбирать так, чтобы коэффициент
надежности, соответствующий осевой нагрузке, был равен в среднем 3,5. Если же
вместо радиальных подшипников применяют игольчатые подшипники, то
коэффициент s0 должен быть не меньше 3,0.
При установке роликоподшипников с коническими роликами с малым
углом конуса, воспринимающих одновременно радиальные и осевые
нагрузки, следует также выбирать величину s0 = 3,5.
Выбор подшипников для задних колес
В фургонах малой грузоподъемности и легковых автомобилях применяют
преимущественно подшипники для полуразгруженных полуосей, в
грузовых автомобилях — подшипники для разгруженных полуосей.
Применявшаяся ранее конструкция подшипников для на три четверти разгруженных
полуосей теперь встречается очень редко. В табл. 5 приведены данные по
долговечности подшипников, устанавливаемых в настоящее время в задних
колесах. При сопоставлении вычисленных за последние годы коэффициентов
долговечности было установлено, что эти коэффициенты для подшипников,
устанавливаемых в задних колесах грузовых автомобилей, в среднем на 15%
выше, чем коэффициенты долговечности подшипников, устанавливаемых
в задних колесах фургонов малой грузоподъемности и легковых автомобилей.
Таблица 5
Коэффициент долговечности для подшипников задних колес
Автомобиль


груженные
полуоси
Л1
или
Полностью разгруженные
полуоси
Внешний
подшипник
'hi

Внутренний
подшипник
hi
Фургоны малой грузоподъемности и легковые
автомобили (давление воздуха в пневматической
шине меньше или равно 3,5 кг/см2):
минимальная величина
средняя величина
нормальная величина
Грузовые автомобили (давление воздуха в шине
больше или равно 4 кг/см2):
минимальная величина
средняя величина ,. .
нормальная величина . , .
1,7
1,9
2,2
2,0
2,3
2,7
2,2
2,4
2,6
2,5
2,7
3,0
а,5
1,6
1.8
1,65
1,8
2,0
22
2,4
2,6
2,5
2,7
3,0
Если реакция на колесо действует с наружной стороны, при выборе
подшипника для полуразгруженных полуосей следует учитывать повышение
на него нагрузки вследствие консольного ее приложения.
На основе изложенного представляется возможным приближенно
вычислить для подшипников задних колес допустимый пробег (см. раздел «Выбор
подшипников для передних колес»).
Выбор подшипников для осей прицепа
Характер возникающих нагрузок в данном случае тот же, что и у колес
грузовых автомобилей. Однако подшипники колес прицепов имеют несколько
большие размеры, чем подшипники тягачей и автомобилей.
Для определения их размеров при первоначальном расчете достаточно
увеличить коэффициент долговечности подшипников для колес грузового
автомобиля на 10—15%.
354

Выбор подшипников для колес тракторов
В данном случае за основу можно взять обычные величины, которые
приводятся для передних и задних колес грузовых автомобилей.
Выбор подшипников для коробок передач
Чтобы определить размеры подшипников, целесообразно знать
характеристику крутящего момента двигателя.
Наименее благоприятная нагрузка на подшипники не соответствует
наибольшему крутящему моменту и соответствующему ему числу оборотов
двигателя. Для дизеля она редко определяется по максимальному числу
оборотов и соответствующему ему крутящему моменту. В этом случае
принято руководствоваться начальным относительным числом оборотов,
деленным на максимальный крутящий момент двигателя. Например:
Крутящий
момент в кем
15,4
15,3
15,0
14,5
13,9
13,2
Число оборотов
в минуту
1800
2000
2200
2400
2600
2800
fn по шкале /
(фиг. 1)
0,264
0,254
0,246
0,238
0,233
0,225
58,4
60,2
61,0 1
61,0 }
59,6
58,6
Коэффициент нагрузки
7 d
Максимальные величины
Тогда можно определить коэффициент относительного числа оборотов:
T nv
ZB
= 0,252.
«Относительное число оборотов» по шкале 1 тогда будет равно 2100
в минуту. Если же нет характеристики двигателя, то можно считать для
2 3
карбюраторных двигателей nv = -j- ятах; для дизелей nv = -^-птюе.
Довольно трудно указать коэффициенты долговечности для
подшипников коробки передач, если требуется учитывать длительности работы коробки
на отдельных ее ступенях.
Таблицаб
Коэффициенты
Автомобиль
Легковой
Грузовой
(до 3,5 т)
Грузовой
(3,5—5 т)
Грузовой
(5—7 т)
Грузовой
(свыше 7,5 т)
Число
ступеней
в коробке
передач
3
4
4
5
5
6
6
долговечности для подшипников коробок передач
Передача
I
0,3
0,3
0,35
0,35
0,41
0,5
0,58
II
0,54
0,54
0,53
0,53
0,6
0,7
0,8
III
Прямая
0,7
0,78
0,78
0,9
0,87
1,0
IV
Прямая
Прямая
Прямая
или 1,1
Прямая
или 1,28
1,22
V
—
Прямая
или 1,4
Прямая
или 1,63
Прямая
или 1,61
Прямая
или 1,87
VI
—
—
— '
Прямая
или 2,15
Прямая
или 2,4
23*

От конструкции коробки зависит, в какой ступени ее возникает
наибольшая нагрузка на подшипники. Поэтому коэффициенты долговечности
подшипников качения существующих автомобилей в одной и той же коробке
передач, но для различных ее ступеней значительно отличаются один от
другого. Приведенные в табл. 6 приближенные коэффициенты соответствуют
«относительному числу оборотов» с учетом соответствующей передачи.
При более значительных колебаниях коэффициентов долговечности
рекомендуется определять долговечность подшипников по средней нагрузке
[формула (13)].
При определении размеров подшипника следует учитывать, наряду
с тангенциальным усилием на зуб шестерен, радиальное усилие, зависящее
от величины угла зацепления, и осевое усилие, создаваемое косыми зубьями.
Выбор подшипников для главных передач и дифференциалов
Для главных передач на задние колеса (для задних мостов), вне
зависимости от того, являются ли они червячными или коническими, следует
пользоваться коэффициентами долговечности, приведенными в табл. 7. Эти
данные отнесены к различным ступеням коробки передач автомобиля. Для
опор валов малых ведущих конических шестерен или червячных валов,
расположенных у кардана, рекомендуется увеличить долговечность
подшипников на 20—30%, чтобы учесть силы, возникающие в карданном валу.
В главных передачах грузовых автомобилей часто применяют промежуточную
зубчатую передачу. Подшипники этого механизма должны иметь те же
коэффициенты долговечности, что и подшипники ведущей конической
шестерни. Размер подшипников дифференциала определяется, как правило,
конструктивными условиями.
Таблица 7
Коэффициенты долговечности для подшипников главной передачи
Автомобиль
Легковой
Грузовой
(до 3,5 т)
Грузовой
(3,5—5 т)
Грузовой
(5—7,5 т)
Грузовой
(свыше 7,5 т)
Число
ступеней в
коробке передач
3
4
4
5
5
6
6
Передача в коробке передач
• 1 »
0,37
0,4
0,4
0,4
0,47
0,58
0,67
0,65
0,65
0,65
0,65
0,7
0,8
0,93
ш
0,85
0,85
0,88
0,88
1,05
1,0
1,15
IV
и
1,25
1,25
1,47
1,4
1,62
у
—
1,6
1,88
1,85
2,15
VI
—
—
—
2,45
2,8
Коэффициенты долговечности подшипников дифференциала в среднем
принимаются на 30% больше коэффициентов подшипников валов ведущих
шестерен моста.
Выбор подшипников для двигателей
Подшипники шатуна
Наибольшая нагрузка на подшипники возникает, когда поршень
находится в верхней мертвой точке (в. м. т.). Если в автомобиле установлен
быстроходный двигатель, то следует определить нагрузку и при положении
поршня в нижней мертвой точке (н. м. т.), так как вполне вероятно, что
в это время возникает наибольшая нагрузка от сил инерции, которые в в. м. т.
356

уравновешиваются силой давления газов. Оказывается, что даже для
двигателей гоночных автомобилей достаточно вычислить нагрузки только в
мертвых точках. Нагрузка в в. м. т.
где / — коэффициент средней нагрузки (для двухтактных двигателей
/ = 0,5 -г- 0,4, для четырехтактных 0,4 ч-0,32); меньшие
значения/ можно принимать при кратковременном действии
максимального давления в цилиндре;
Р2—максимальное давление сгорания;
РВо — инерционная сила в в. м. т.;
Crot — центробежная сила вращающихся масс.
Для V-образных двигателей с вильчатым шатуном лучше определять
нагрузку графическим методом.
Коренные подшипника
В основу расчета нагрузок на коренные подшипники можно положить
усилия, приложенные к шатунам двигателя. При расчете следует учитывать
также и центробежные силы, создаваемые противовесами и приложенные
в середине расстояния между коренными подшипниками. Для коренных
подшипников целесообразно исследовать оба положения, соответствующих
нижней и верхней мертвым точкам.
Суммирование составляющих нагрузок достаточно просто в
одноцилиндровых двигателях и в двигателе с рядным расположением цилиндров. У
двигателей с V-образным расположением цилиндров необходимо графически
построить силы давления от каждого из цилиндров, расположенных в
непосредственной близости от подшипника, чтобы проверить, не повторяется ли
приложение максимальной нагрузки на одну и ту же точку внутреннего
кольца подшипника.
При проектировании опор двигателя рекомендуется проконсультироваться
с заводом-изготовителем. Значения коэффициентов долговечности
подшипников двигателя приведены в табл. 8.
Таблица 8
Коэффициенты долговечности подшипников двигателя
Двигатель
Мотоциклетный:
малого литража
большого литража
Автомобильный
Тракторный
Подшипники
Шатунные
0,56—0,6
0,8—1,2
1,2—1,4
1,8—2,2
Коренные
0,7—1,2
1,0—1,5
1,4—1,6
2,3—2,6
Небольшие размеры подшипников шатунов вызваны стремлением сделать
силы инерции возможно меньшими.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕСТ СОПРЯЖЕНИЯ ПОДШИПНИКОВ
Выбор посадки
Наряду с выбором надлежащего типа подшипника и правильных его
размеров существенное значение имеет также выбор соответствующей
посадки. После того как определены по стандартам допуски на внутренний
и наружный диаметры подшипников качения, необходимо обеспечить
надлежащую, в каждом отдельном случае, посадку путем соответствующего
выбора допусков на размеры деталей, сопряженных с подшипником.
357

Общепринято положение, по которому вращающееся кольцо подшипника
должно иметь глухую посадку. Другое кольцо подшипника испытывает
обычно статическую нагрузку, и вследствие этого для него выбирают
плотную или напряженную посадку по 2-му классу точности.
В системе посадок ISO установлено много различных пределов изменения
допусков, из которых только часть применяется в автомобилестроении.
Однако количество применяемых посадок подшипников качения еще очень
обширно. В табл. 9 приведены наиболее целесообразные и практически
проверенные пределы изменения допусков для большинства случаев установки
подшипников.
Таблица 9
Посадки для подшипников
Тип подшипника
Пределы
изменения
допусков
для вала
Посадка
Пределы
изменения
допусков
для корпуса
(по ISO)
Посадка
С коническими роликами:
внутренний
внешний
Радиально-упорный
С канавками
С цилиндрическими роликами
Передние
h6
g6 или
g6 или
h6
h6
колеса
Ф
От
напряженной до
плотной
То же
и
V
»
N7
N7
N6
N7
Глухая
»
Тугая
Глухая
Оси прицепа
С коническими роликами:
внутренний ....
внешний ,
h6

Напряженная посадка
вплоть до
плотной
Плотная
посадка
N7
N7
Глухая
Задние колеса
С полуразгруженными полуосями
С коническими роликами: два рядом
стоящих (внешнее кольцо
регулируемое)
С канавками х
Сферический шариковый
h6
h6
h5
Глухая
J6
J6
J6
Плотная
С на три четверти разгруженными полуосями
С канавками, сферические
шариковые
Сферические роликовые
h6
h6
От
напряженной
до плотной
То же
1 Зазор в подшипниках должен соответствовать посадке СЗ.
358
Мб
N7
Тугая
Глухая

Продолжение табл. 9
Тип подшипника
Пределы
изменения
допусков
для вала
Посадка
Пределы
изменения
допусков
для корпуса
(по ISO)
Посадка
С канавками
С коническими роликами:
внешние
внутренние
С разгруженными полуосями
С цилиндрическими роликами,
сферические роликовые
h6
g6
h6 или k6
h6
От
напряженной
до плотной
От
напряженной до
плотной,
глухая
От
напряженной
до плотной
Мб
N7
N7
Тугая
Глухая
Главная передача и дифференциал
Вал ведущей шестерни (вал стальной, корпус цельный чугунный или стальной)
С канавками
С цилиндрическими роликами . . .
С коническими роликами:
внешнее кольцо регулируемое .
внешнее кольцо неподвижно,
внутреннее — регулируемое . .
Сферический роликовый . . , .
Радиально-упорный двухрядный
к5
гп5
кб или тб
]5
т5
J5
Глухая
Прессовая
Глухая
Тугая
Прессовая
Тугая
- J6
Кб
J6
Кб
N7
Кб
J6
Плотная

Напряженная
Плотная

Напряженная,
глухая

Напряженная
Плотная
Дифференциал (вал стальной или из ковкого чугуна,
разъемная коробка чугунная или стальная;
С канавками
упорные,
ликами г .
; однорядные радиально-
с цилиндрическими ро-
кб
тб
Особые случаи
Глухая
Прессовая
J6
J6
Плотная
Плотная
а) Разъемный чугунный картер коробки передач без специальных втулок
для посадки внешних колец подшипников
С канавками
С цилиндрическими роликами
Нб
J6
Плотная
б) Разъемный картер коробки передач из легкого металла,
без специальных втулок для посадки внешних колец подшипников J
С канавками
С цилиндрическими роликами . . .
Кб
Мб
Напряжен
ная
Тугая
1 При толстостенной коробке дифференциала.
2 При тонкостенной коробке дифференциала. Зазор в подшипнике должен
соответствовать посадке СЗ.
3 В случае нарушения посадки допускается уменьшение зазора путем обкатки
посадочной поверхности или увеличение путем нагрева деталей.
359

Продолжение табл. 9
Тип подшипника
Пределы
изменения
допусков
для вала
Посадка
Пределы
изменения
допусков
для корпуса
(по ISO)
Посадка
в) Разъемный картер коробки передач из легкого металла,
со специальными стальными втулками для посадки внешних колец подшипников
Внешний диаметр втулки
Диаметр расточки картера
Внутренний диаметр втулки для
подшипников с канавками
Внутренний диаметр втулки для
подшипников с цилиндрическими
роликами . . ,
J6
Н6
J6
Кб
г) Разъемный чугунный картер коробки передач со специальной втулкой
для посадок внешних колец подшипников
Внешний диаметр втулки
Диаметр расточки картера
Внутренний диаметр втулки для
подшипников с канавками
Внутренний диаметр втулки для
цилиндрических подшипников . . .
h6
Нб
J6
Кб
д) Цельный картер коробки передач из легкого металла без специальных втулок
для посадки внешних колец подшипника J
Внутренний диаметр втулки для
подшипников с канавками
Внутренний диаметр втулки для
подшипников с цилиндрическими
роликами
Мб (Кб)
N7(K7)
е) Шестерни коробки передач (вращающаяся ступица, неподвижный вал)
лля подшипников с канавками:
вал
внутренний диаметр ступицы . .
Для подшипников с цилиндрическими
роликами:
вал
внутренний диаметр ступицы . .
h6
Мб
h6
N7
ж) Шестерни коробки передач (вращающаяся ступица, вращающийся вал) !
Для подшипников с канавками:
внутренний диаметр ступицы . .
Для подшипников с цилиндрическими
роликами:
вал
внутренний диаметр ступицы . .
Мб
Кб
N7
з) Допуски на размеры поверхностей качения для подшипников
с цилиндрическими роликами без внутренних или внешних колец
Допуски зависят от посадки внутреннего кольца или от посадки внешнего кольца.
1 Зазор в подшипниках должен соответствовать посадке СЗ. Для подшипников
с канавками возможен осевой распор, поэтому необходимы специальные методы сборки»
Возможно применение более свободных посадок.
360

Смазка
Все заводские инструкции по уходу за автомобилем содержат точные
указания по сорту смазочного материала. Поэтому ограничимся
несколькими общими указаниями. Для смазки следует применять лишь самые
лучшие масла и чистые минеральные жиры. Смазка не должна содержать кислот,
смолообразующих или твердых включений. Вазелин, вследствие слишком
большой вязкости, не годится для смазки подшипников качения автомобиля.
В случае применения радиальных подшипников с коническими роликами,
работающих при больших числах оборотов и воспринимающих высокие
нагрузки, новые подшипники рекомендуется промыть от вазелина,
защищающего его от коррозии, и затем сейчас же применить предусмотренную для
подшипника смазку. Густая смазка применяется для подшипников передних
и задних колес, шкворня и для водяного насоса. Для многих опор вязкость
смазки не имеет большого значения; поэтому обычно применяют натриевые
консистентные смазки, использование которых допустимо при температуре
до 70° С. Однако при выборе смазки для подшипников передних и задних
колес следует учитывать тип подшипника. Для подшипников с трением
скольжения между роликами и направляющими буртами, как, например,
радиальные подшипники с коническими роликами или с цилиндрическими
роликами, требуется более обильная смазка, чем для других подшипников.
Поэтому при применении подобных подшипников следует выбирать смазку
не слишком большой вязкости.
Для зубчатых передач и приводов на заднюю ось нередко применяют
специальные масла. Соответствующие наставления по этому вопросу имеются
в заводских инструкциях для автомобиля.
Важно, чтобы при пуске двигателя автомобиля все подшипники были
в достаточной степени обеспечены смазкой. Затруднения часто возникают
уже потому, что при сборке автомобиля применяют готовые смонтированные
узлы, которые до сборки долго лежали в мастерской в неподвижном
состоянии. В результате этого возможна работа подшипников всухую и их
перегрев. Такое явление может особенно легко возникнуть у узлов, которые
из-за особенностей конструкции подшипников снабжены специальными
смазочными каналами, вследствие чего требуется дополнительное время,
прежде чем масло проникнет к подшипникам.
Уплотнения подшипников
Уплотнения подшипников имеют особое значение в автомобилях.
Попадание посторонних тел в подшипник и смешивание этих тел со смазочным
материалом может в кратчайшее время привести к сильному износу
подшипников, который вызовет необходимость их смены. Следует отметить, что
износ подшипников качения в меньшей степени бывает вызван условиями
нагрузки или твердостью подшипников, или сильным абразивным
воздействием проникающих инородных частиц, или образованием ржавчины.
Подшипники, применяемые для шкворня поворотной цапфы, обычно-
защищены от загрязнения металлическим кожухом; при этом применяют
густую смазку. Фетровые уплотнения очень редко используют в коробках
передач.
В настоящее время для валов применяют преимущественно
самоуплотняющие кольца из хромовой кожи или из резины, а для подшипников колес—т
также мембранные уплотнения.
Расположение промежуточных подшипников карданных валов на
автомобиле представляет большую опасность в отношении проникновения в них
пыли и грязи. Ниже на фиг. 18 показаны способы эффективной защиты
с помощью специальных отбойных колец, устанавливаемых впереди
уплотнений.
361

ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКОВ И ИХ УСТАНОВКА
Передние колеса
Для передних колес автомобиля применяют радиальные подшипники
ч:амой разнообразной конструкции. Учитывая нагрузки, которые
испытывают передние колеса, каждый конструктор должен сделать выбор*
применить ли в данном случае радиально-упорные шарикоподшипники или
роликоподшипники с коническими роликами. Первые (фиг. 2) используют
преимущественно для легковых автомобилей, вторые — для грузовых
автомобилей.
Роликоподшипники с коническими роликами, вследствие более высокой
допускаемой нагрузки, обеспечивают значительно меньшие размеры ступицы
колеса. Для подшипников обоих типов
требуется, однако, внимательное
отношение к их установке.
Известная ранее инструкция, по
которой сначала сильно затягивают
установочную гайку, затем отвертывают ее на V6
оборота, неправильна, так как i|e отвечает
требуемой точности установки. |К тому же
часто выбирают для установочной гайки
резьбу со слишком большим шагом. Если
отверстия под шплинты просверлены
только крест-накрест, то ход гайки в
осевом направлении слишком велик,
следовательно, точная установка подшипника
в этом случае едва ли возможна.
Заводами-изготовителями подшипников
качения неоднократно рекомендовалось
применять установочную резьбу с
меньшим шагом или же шплинтовые отверстия
сверлить так, чтобы получить более
короткие ходы корончатых гаек. С недавнего
времени точная установка радиально-упор-
ных шарикоподшипников и роликоподшипников с коническими роликами
проверяется с помощью так называемого контрольного ключа.
Для предохранения тормозов от попадания смазки рекомендуется
применять металлические улавливатели смазки. Необходимо также следить
за тем, чтобы полости ступицы не слишком выдавались наружу, так как
смазка под влиянием центробежной силы может скапливаться в этих
полостях, а подшипники останутся без смазки. Если по какой-либо причине
нельзя избежать этих полостей, то между заплечиком втулки и боковыми
поверхностями внешних колец подшипников надлежит закладывать
штампованные из листа кольца. Диаметр отверстия этих колец должен быть
немного больше диаметра цапфы. Канал, образуемый изгибом стенки кольца,
служит для подачи необходимого количества смазочного материала.
Крепление и монтаж роликоподшипников с коническими роликами для передних
колес легковых и грузовых автомобилей осуществляются так же, как и для
радиально-упорных шарикоподшипников.
В ступицах передних колес устанавливают также радиальные
шарикоподшипники с канавками (фиг. 3). Преимуществом этих подшипников
является то, что они не нуждаются в регулировке осевых зазоров. Ступица
фиксируется в осевом направлении самим подшипником. Тем не менее
подшипники нужно монтировать очень тщательно для того, чтобы не произошло
осевого распора.
Внешний и внутренний подшипники следует запрессовывать при
установке на место с помощью плоской пластины которая одновременно при-
362
Фиг. 2. Переднее колесо с радиально-
упорными шарикоподшипниками.

легает к боковым поверхностям внутреннего и внешнего колец подшипника*
Недостаток описанной системы подшипников заключается в том, что при
возникшем износе и, следовательно, увеличившемся зазоре передние колеса
получают осевое биение. Возможность же регулировки осевых зазоров,
которая существует у радиально-упорных шарикоподшипников или
радиальных роликоподшипников с коническими роликами, здесь отсутствует.
Для передних колес грузовых автомобилей иногда применяют радиально-
сферические роликоподшипники в сочетании с самоустанавливающимися
по оси цилиндрическими подшипниками (фиг. 4).
Фиг. 3. Переднее колесо с радиальными
шарикоподшипниками с канавками.
Фиг. 4. Переднее колесо грузового
автомобиля с самоустанавливающимся
подшипником с цилиндрическими роликами.
Не менее часто применяют для передних колес грузовых автомобилей
как для внутренних, так и для внешних опор радиальные цилиндрические
роликоподшипники. Внутренний подшипник является при этом
подшипником, фиксирующим колесо в осевом направлении.
Однако радиальные подшипники с цилиндрическими роликами нельзя
считать наиболее подходящим типом подшипников для передних колес,
так как восприятие осевых усилий в этом случае неизбежно должно
сопровождаться трением скольжения между торцовыми поверхностями роликов
и кольцевыми заплечиками. Удары могут вызвать выкрашивание кромок
роликов и направляющих заплечиков на вращающихся кольцах»
Шкворень поворотной цапфы
Выше уже указывалось, что в качестве опор шкворней поворотных цапф
в настоящее время применяют преимущественно упорные шарикоподшипники
с канавками с штампованием кожухов (DIN 711). Установка подобного
подшипника показана на фиг. 1.
Задние колеса
Для задних колес легковых автомобилей используют подшипники,
которые устанавливаются в полуразгруженных полуосях (см. выше). Вместо
радиально-сферических шарикоподшипников (фиг. 5) применяют часто
также радиальные шарикоподшипники с канавками. Однако последние
363

должны иметь больший люфт в радиальном направлении, соответствующий
посадке С3,так как во время езды постоянно возникают прогибы вала и оси.
В автофургонах и в легких грузовиках нередко применяются
полуразгруженные полуоси. На фиг. 6 показана
установка подшипников в задних
колесах автофургона. В отдельных
случаях применялись
расположенные попарно рядом радиальные
роликоподшипники с коническими
роликами. Подшипники в этом случае
следует устанавливать всегда с
зазором в осевом направлении, примерно
равным 0,06—0,08 мм.
Установка подшипников
разгруженных полуосей сходна с
установкой подшипников переднего колеса.
В настоящее время применяют
преимущественно роликоподшипники
N| Щ~ И Vf с коническими роликами (фиг. 7).
\ ^ $Мп ^; Но встречаются и другие
конструкции радиальных подшипников.
Возможны следующие сочетания: ради-
ально-сфернческий
роликоподшипник в качестве направляющего под-
Фиг. 5. Заднее колесо с радиально-сфериче-
ским шарикоподшипником.
шипника в сочетании с
самоустанавливающимся подшипником с
цилиндрическими роликами;
направляющий подшипник с цилиндрическими роликами и самоустанавливающимся
цилиндрическим подшипником; направляющий радиальный шариковый под-
_ __ шипник с канавками с самоустанавли-
;""" "Л С" Л вающимся подшипником с цилиндриче-
/ \ / \ скими роликами.
Фиг. 6. Установка подшипников
njfti полуразгруженных полуосях.
Фиг. 7. Установка роликоподшипников
с коническими роликами.
364

Коробка передач
Для коробки передач применяют почти исключительно радиальные
шарикоподшипники с канавками. Используют также двухрядные (радиально-
упорные) подшипники с кольцевой смазкой, если от них требуется
воспринимать особо высокие осевые нагрузки. При высоких радиальных нагрузках
с ограниченными габаритными размерами устанавливают радиальные
сферические роликоподшипники.
Роликоподшипники с коническими роликами следует применять редко
и лишь тогда, когда вал коробки передач несет на себе еще коническую
ведущую шестерню главной передачи, как это имеет место у приводов на
передние колеса или в коробках передач тракторов. В подобных случаях
используют также двухрядные радиально-упорные шарикоподшипники.
Если в зубчатых передачах возникают колебания, вызванные
неравномерной работой зубчатых зацеплений, то следует избегать применения
радиально-сферических шарикоподшипников.
На фиг. 8, а—г показаны основные способы установки подшипников
качения в коробках передач.
В качестве фиксирующего подшипника в осевом направлении применяют
большей частью радиальные шарикоподшипники с канавками или
роликоподшипники с цилиндрическими роликами и канавками на наружной
поверхности для укрепления с помощью,кольца. Промежуточные шестерни коробки
передачи часто устанавливают на радиальных роликоподшипниках без
внутреннего кольца. Так как эти подшипники часто воспринимают также
осевые нагрузки, то при назначении их размеров необходимо учитывать
осевую нагрузку по формуле (11). Для установки главного приводного вала "
применяют преимущественно радиальные роликоподшипники без внешнего
кольца или обоймы с роликами. Обоймы с роликами используют для
промежуточного вала или для механизма заднего хода, если колеса вращаются
на неподвижной оси. В настоящее время очень часто прибегают к
укреплению подшипников, фиксирующих вал в осевом направлении с помощью
колец.
Задний мост
В главных передачах задних мостов автомобилей наибольшее
распространение получили конические шестерни со спиральными зубьями, для
которых требуются жесткие опоры. В связи с этим, упорные
шарикоподшипники с канавками в задних мостах почти не применяются. Вследствие
возрастающей скорости передач упорные подшипники также не применяются,
так как окружная скорость превышает допустимую для сепараторов. Для
восприятия осевой нагрузки, создаваемой вследствие наличия спиральных
зубьев и одновременно радиальной нагрузки, а также нагрузки, создаваемой
от карданного вала, служат двухрядные радиально-упорные
шарикоподшипники. Если габаритные размеры не позволяют применить подшипник
с достаточным коэффициентом долговечности, то используют два подшипника
с коническими роликами из ряда 313. В таких случаях необходимо следить
за достаточной подачей смазки в подшипники через специальные каналы,
а также за беспрепятственным отводом смазки. При трогании автомобиля
с места необходимо обеспечить уровень масла, достигающий середины
нижнего тела качения, а при применении двухрядных радиально-упорных
подшипников рекомендуется предусматривать специальные каналы для подачи
смазки (фиг. 9).
Необходимо учитывать, что при установке двухрядных
радиально-упорных подшипников регулируется только зубчатое зацепление. При
применении роликоподшипников с коническими роликами нужно, кроме того,
тщательно регулировать сами подшипники. От способа установки этих
подшипников зависит обеспечение необходимой регулировки. Если,
например, вершины конусов двух подшипников с коническими роликами обращены
365

Фиг. 8. Способы установки подшипников
в коробке передач.

внутрь пролета (фиг. 10), то подшипники следует устанавливать без зазора-
или даже с предварительным натягом, так как в результате теплового
расширения вала обеспечивается необходимый осевой зазор. При обратном
расположении указанных подшипников, т. е. когда вершины конусов обращены
наружу (фиг. 9), следует соблюдать определенный зазор, в зависимости от их.
Фиг. 9. Установка подшипников в заднем
мосту.
размеров. Он составляет в среднем для подшипников с внутренним диаметром*
до 40 мм 0,05—0,07 мм, для подшипников с внутренним диаметром свыше.
40 мм 0,06—0,1 мм.
Рекомендуется схемы
закрепления подшипников
согласовывать с заводами,
изготовляющими подшипники качения.
Если конструкция передачи
на заднюю ось подобна той,
которая изображена на фиг. 9,
то применяют двухрядные ра-
диально-упорные
шарикоподшипники, которые должны
воспринимать осевые нагрузки,
создаваемые конической
передачей. Такой подшипник
устанавливают в том месте, где
действует небольшая радиальная
нагрузка. В последнее время
перешли к применению ради- , 1Л __
ягтьиыу пптшкппплпшпникгш Фиг' 10- Установка ДВУХ роликоподшипников
альных РОЛИКОПОДШИПНИКОВ с вершинами конусов, обращенными внутрь.
с коническими роликами для
промежуточного вала. Для дифференциалов обычно применяют
радиальные роликоподшипники с коническими роликами. В легковых автомобилях
используют также радиально-упорные шарикоподшипники или радиальные
подшипники с канавками, обычно с несколько большим радиальным зазором.
В трех последних из упомянутых случаях необходима тщательная установка
подшипников по оси.
На фиг. 11 показана передача на задние колеса трактора с большим
дорожным просветом. В этом случае применяются всегда радиальные
шарикоподшипники с канавками.
367,

Фиг. 11. Установка подшипников в передаче на задние колеса
трактора при большом дорожном просвете.
Фиг. 13. Установка подшипников в
одноцилиндровом дизеле.
Фиг. 12. Установка подшипников в двигателе
малой мощности.
368

Двигатель
Для шатунов и коленчатых валов двухтактного двигателя со смешанной
смазкой применяют подшипники качения. В мотоциклах шатун часто
снабжается подшипниками со сплошными роликами без сепаратора. Следует
следить за тем, чтобы у такого подшипника суммарный зазор (между первым
и последним роликами) был по возможности меньше. Он должен быть равен
0,5—1,0 мм. В последние годы в подшипники шатуна все чаще ставят
сепаратор (см. табл. 3).
На фиг. 12 показана установка подшипников двигателя мотоцикла, для
шатуна которого применен нормальный роликоподшипник с внутренним
Фиг. 14. Установка коленчатого вала.
кольцом и набором цилиндрических роликов. Внешняя дорожка качения
образована телом шатуна, поверхность которого должна иметь твердость
HRc =62+3.
Коленчатые валы двигателей легких мотоциклов вращаются обычно
в радиальных шарикоподшипниках с заплечиками, которые легко
монтируются. В качестве опор для коленчатых валов тяжелых мотоциклов
применяют часто радиальные роликоподшипники с цилиндрическими роликами
в сочетании с радиальным шарикоподшипником с канавкой, фиксирующим
вал в осевом направлении.
На фиг. 13 показана установка подшипников вала одноцилиндрового
дизеля. Для шатуна применен двухрядный радиальный цилиндрический
роликоподшипник (см. табл. 2). Коленчатый вал уложен в радиально-сфе-
рический роликоподшипник и самоустанавливающийся роликоподшипник
с цилиндрическими роликами. Коленчатый вал сборный. Палец кривошипа
впрессован в щеки коленчатого вала (сборка и разборка производятся
гидравлическим приспособлением). Подобные соединения отличаются простотой
сборки. Подшипники качения предотвращают износ посадочных
поверхностей. Наличие шпоночных канавок не вызывает ослабления деталей.
Применение этой конструкции обеспечивает, кроме крепления маховика
на коленчатом валу, возможность применения других соединений (фиг. 14).
Различные узлы автомобиля
Раньше для червяка рулевого механизма часто применяли радиально-
упорные подшипники специальных размеров. В новых автомобилях
стремятся применять обычные радиально-упорные подшипники рядов 72 ...
и 73 ... Часто червяки рулевых механизмов устанавливают также в радиаль-
24 Бюссиен 369

ные роликоподшипники с коническими роликами без внутренних колец
(фиг. 15). Внутренняя дорожка качения расположена при этом
непосредственно на червяке. Такие подшипники снабжены специальным
сепаратором, который предохраняет ролики от выпадания.
Подшипники валов генератора и стартеров монтируются
большей частью фирмами-поставщиками
электрооборудования и поэтому этот вопрос не будет рассмотрен. Роторы
генератора или мотора устанавливаются большей частью в
радиальные подшипники с заплечиками.
Фиг. 15. Установка подшипников в рулевом механизме.
У водяных насосов, которые часто приводятся от вентилятора, довольно
велика опасность попадания в подшипники воды, а следовательно, их
коррозии и быстрого изнашивания. Поэтому у подшипников предусматриваются
отбойные кольца и в корпусах
отверстия для отвода воды.
Часто предохраняют подшипник от
преждевременного износа тем, что
отделяют его от сальника и делают
для последнего отдельную камеру
(фиг. 16, а). Отверстия для отвода воды
и привод вала водяного насоса от
вентилятора видны на фиг. 16, б.
8 1
Фиг. 16. Установка подшипников в водяном насосе.
Муфту выключения сцепления устанавливают почти исключительно
в подшипниках с кожухом и с вращающимся наружным кольцом (фиг. 17).
Штампованный кожух подшипника является одновременно резервуаром
для смазки. В этом случае от подачи смазки-в подшипник во время
эксплуатации автомобиля иногда отказываются, т. е. смазка, заключенная в
подшипнике, должна обеспечить его работу на протяжении всего пробега
автомобиля.
Упорные шарикоподшипники с кожухом, воспринимающие нагрузку
в одном направлении, в рассматриваемом случае применяются очень редко.
370

Фиг. 17. Установка подшип
ников в сцеплении.
Фиг. 19. Установка подшипника в лебедках.
Фиг. 18. Установка подшипников на карданных валах.

Их недостаток заключается в том, что при включенном сцеплении (при
отсутствии нажима на подшипник) их шарики могут разойтись по окружности
на величину зазора, образование которого допускает кожух, что в
некоторых случаях приводит к возникновению шума. Поэтому лучше
предусмотреть специальный подшипник (см. табл. 1).
При незащищенных подшипниках промежуточной опоры карданного
вала особенно велика опасность сильного их загрязнения. На фиг. 18, а и б
показана примерная конструкция крепления и уплотнения подшипников
карданного вала. Желательно ставить отбойные кольца и маслоуловители
(фиг. 18, а).
Тракторы и грузовые автомобили часто снабжают лебедками,
преимущественно с червячной передачей. Применяют в данном случае исключительно
тихоходные червячные передачи, которые иногда устанавливают в упорные
шарикоподшипники двустороннего действия с канавками, воспринимающие
осевое давление. Барабан лебедки обычно вращается в радиальных
роликоподшипниках с цилиндрическими роликами или сферических подшипниках
(фиг. 19).
МОНТАЖ И ДЕМОНТАЖ ПОДШИПНИКОВ
Посадки подшипников должны быть выбраны так, чтобы при монтаже
и демонтаже их не встречалось затруднений. Бывают случаи, когда вследствие
особых условий монтажа не удается применить для данной детали ту посадку,
^оторая указана в инструкции. Следует учитывать, что не приведет ли
требующаяся посадка к осевому заклиниванию подшипников. Необходимо
также знать, что при расточке картера под наружное кольцо подшипника
имеет значение не только целесообразная посадка, но прежде всего
допустимая овальность отверстия. Поэтому при проектировании самого картера
следует предусматривать возможность его обработки с необходимой
точностью. Конструкция подшипников качения обычно такова, что при установке
их на некруглые валы или в некруглые отверстия картеров круглая форма
их искажается, так как стенки вращающихся колец подшипников
относительно тонки и легко деформируются. Кроме того, следует помнить, что
подшипники нельзя использовать как центрирующие детали.
При монтаже следует избегать приложения какой-либо нагрузки к телам
качения подшипника. Усилия можно прилагать только непосредственно
к кольцу, которое надевается на вал или вставляется в отверстие.
Если же оба кольца подшипника одновременно устанавливают в корпус
и на вал, то при сборке необходимо применять гладкое плоское кольцо,
которое должно прилегать одновременно к торцам внутреннего и внешнего
колец подшипника.
При установке подшипника следует соблюдать чистоту, чтобы износ
подшипников, вызванный попаданием в них посторонних тел, был доведен
до минимума. Во время монтажа не рекомендуется исправлять неровности
напильником и применять в сборочном цехе сжатый воздух.
В сборочном цехе не должно быть также машин, при работе которых
поднимается пыль или разбрасывается стружка. Хотя эти требования
кажутся преувеличенными, тем не менее качество сборки в большой мере
зависит от выполнения указанных рекомендаций.
Не допускается оставлять подшипники в неупакованном виде на верстаке.
Точно так же у монтируемого механизма открытые места установки
подшипников нужно тщательно защищать от пыли. Если необходимо перед
установкой промыть подшипник, то для этого следует пользоваться специальным
устройством. Сосуды для промывки должны быть так устроены, чтобы грязь,
смытая с подшипника, в нем не оставалась.
Лучше всего для этого применять разбрызгивающее устройство, в котором
свободный от кислот керосин очищается с помощью фильтра от непрерывно
поступающих загрязнений, а циркуляция керосина осуществляется насосом.
372

Желательно, чтобы такие промывочные устройства были снабжены также
фильтровальной сеткой с отверстием диаметром 3 мм.
Следует избегать повреждений подшипников во время их монтажа.
В связи с этим рекомендуется применение монтажных приспособлений.
Инструмент, применяемый при монтаже подшипников, не должен
оставлять следов на их поверхности. Облегчить глухую посадку на вал внутренних
колец подшипника рекомендуется путем нагрева его перед монтажом в масле
до температуры около 70° С.
Для того чтобы подшипники не соприкасались с дном промывочного
сосуда, последний следует снабжать сеткой, приподнятой над нижней
плоскостью сосуда.
При демонтаже подшипников, так же как при монтаже, следует принимать
меры против повреждения посадочных мест подшипников на валу и в корпусе,
а также против повреждения поверхностей подшипников. Поэтому
рекомендуется применять соответствующий инструмент и для демонтажа
подшипников.
ПОВРЕЖДЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ И ШУМ В ПОДШИПНИКАХ
ВО ВРЕМЯ ИХ РАБОТЫ
Для целесообразного использования подшипников качения требуется
приложение к ним высокой нагрузки, соответствующей контактным
напряжениям, превышающим предел прочности материала. Поэтому через некоторое
время после начала работы подшипников в месте наибольшего напряжения
возникает усталостное разрушение металла.
Период времени, после которого наступает усталостное разрушение, т. е,
действительная долговечность подшипника, зависит от действующей нагрузки,
числа оборотов, допустимой нагрузки на подшипник и других факторов,
возникающих при эксплуатации, которые при расчете не могут быть учтены,
но которые значительно увеличивают отклонение действительной
долговечности подшипника от теоретической.
Явления усталости в подшипниках, являющиеся следствием достижения
предела выносливости материала, не связаны с его пороками или с
недостаточной твердостью. Преждевременные усталостные явления могут
вызываться также нарушением правил монтажа подшипников. Выкрашивание
неподвижного кольца в двух расположенных под 180° точках указывает
на радиальное защемление подшипника. Выкрашивание, происходящее
по диагонали меридиональной проекции дорожки качения, указывает на
перекос оси вала по отношению к оси внешнего кольца подшипника.
Выкрашивание буртиков роликов или дорожек качения радиальных
роликоподшипников с цилиндрическими или с коническими роликами указывает на
нагрузку на буртик подшипника, вследствие повышенных прогибов вала,
неправильную посадку наружного кольца в корпус или на отсутствие соосности
между валом и расточенным отверстием корпуса.
Деформации корпусов или неровная поверхность посадочных мест валов
и корпуса могут вызвать образование трещин по окружности вращающихся
колец. Такие трещины возникают по мере возрастания усталости металла
и начинаются в местах наиболее сильного выкрашивания. Трещины,
направленные по окружности, возникают также у радиальных шарикоподшипников
с канавками, если они чрезмерно зажаты в радиальном направлении,
вследствие применения слишком тугих посадок без учета сохранения радиального
зазора в подшипнике, имевшегося до его установки.
Образование трещин наблюдается также при сильном биении колец.
Углубления на дорожках качения являются следствием ударов по
подшипнику при монтаже или сильной вибрации при неподвижном положении
подшипника; они возникают также при попадании во время работы в
подшипник стружек или выкрошившихся частиц металла.
373

Сепаратор разрушается вследствие недостаточной смазки, радиального
сжатия, неправильного выбора типа сепаратора, слишком высокой его
скорости, а у радиальных шарикоподшипников — вследствие перекоса
вращающихся колец. Нагрев подшипника возникает при задевании
вращающихся частей, вызванном инерционными силами, при заклинивании тел
качения в сепараторе и при плохой смазке.
Может быть еще ряд других мелких повреждений, описание которых
ввиду краткости изложения здесь невозможно.
Вообще в шумно работающих приводах нетренированному уху трудно
отличить опасные шумы в подшипниках качения от шумов, издаваемых
другими деталями. В отдельных случаях удается отличить высокий
металлический звук, возникающий при работе подшипников всухую. То же явление
имеет место при слишком малом зазоре в подшипниках. Неравномерный
и резкий шум позволяет делать вывод о наличии загрязнений в подшипнике
или слишком большого зазора. Слышимые удары возникают в первую
очередь в местах слишком больших зазоров между телами качения и кольцами.
Одновременно не следует забывать, что вращающиеся элементы подшипника
качения, в особенности сепаратор, издают во время работы характерный для
них звук, который нельзя считать вредным и от которого нельзя избавиться,
за исключением тех свистящих высоких звуков, которые возникают при
заклинивании тел качения в сепараторе.

X. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ
ЖЕСТКИЕ СОЕДИНЕНИЯ
Штифтовые соединения (шпильки) рекомендуются для передачи небольших
усилий. Для них характерны простота конструкции и дешевое изготовление.
Этот вид соединений особенно пригоден для привода водяного насоса,
распределителей и других вспомогательных устройств (фиг. 1, а и б).
Целесообразнее всего применять насечные штифты. Они дешевле и иадежне е конических
штифтов.
Фиг. 1. Штифтовые и фланцевые соединения.
Учитывая только срез, получим выражение для определения диаметра
штифта (цилиндрический штифт по DIN 7):
где г — радиус расположения плоскости среза штифта;
Md — крутящий момент.
Фланцевые соединения (фиг. 1, в) применяют, например, для крепления
маховика на коленчатом валу, шестерни на промежуточном валу и т. п.
Чтобы болты соединения не работали на изгиб, лучше пользоваться призон-
ными болтами или устанавливать разгрузочные втулки.
Торцовая кулачковая муфта имеет большие преимущества (фиг. 2, а и б).
Детали торцовой муфты 1 и 3 снабжены клиновыми зубьями. Болт 4 соединяет детали 1 и 3
так, что зубья одной из них входят в пазы другой. Предохранитель 2 предотвращает
непроизвольное расхождение половинок муфты. Число зубьев обычно принимается от 12 до 96. При
подобном соединении уменьшаются габаритные размеры, вес деталей, и соединение может
применяться для больших крутящих моментов, так как нагрузка между зубьями распределяется
равномерно. Это соединение обеспечивает автоматическую центровку ведомого вала
относительно ведущего.
375

Фиг. 2. Торцовая муфта.
гг
11 НИ fli i1
^
itl
^KS^2l
t
a) S) 6)
Фиг. 3. Различные виды шарнирных соединений.
Фиг. 4. Разрезные пружинные кольца.
376

На фиг. 3 показаны различные конструкции шарнирных соединений.
Из фигуры видно,, что соединение с двумя разрезными пружинными кольцами
(фиг. 3, а и фиг. 4) является наиболее легким и компактным. Для соединения
пальцев с головкой (фиг. 3, б) требуется шайба со шплинтом или коническим
штифтом, а для соединения с двумя шайбами (фиг. 3, в) — два шплинта или
два конических штифта» На фиг. 3, г показан палец с шестигранной головкой.
и гайкой.
Пружинные шайбы (фиг. 4) делают из высококачественной пружинной
стали; ни устанавливаются и вынимаются с помощью специального
инструмента, причем могут быть многократно использованы.
ПОДВИЖНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
На фиг. 5 показано соединение двух перемещающихся в осевом
направлении валов, один из которых имеет квадратное сечение. Для размеров вала
имеем формулу
Md = 0,20&h3kd.
Размер h должен быть выбран соответственно зеву ключа по DIN или
3 / д~ 3 -
h = у тут- Md. Для kd = 1600 размер h = 0,141 у Мл тогда определим,
размер D из уравнения
V4 Л х 7
32-6
D_
2
Фиг. 5. Соединение двух перемещающихся
в осевом направлении валов:
1 и 2 — валы.
При передаче переменных
пульсирующих нагрузок в
коробках передач, карданных валах
и т. п применяют шлицевые соединения с 4, 6, 10 или больше шлицами,
которые обеспечивают минимальный зазор в трансмиссии (шлицевые,
многошпоночные валы по DIN 5461—5464 и DIN 5471—5472).
U-
Фиг. б. Кулачковая муфта.
Фиг. 7. Поводковое
соединение.
На фиг. 6 показана кулачковая муфта. Для наименее благоприятных
условий, т. е. когда нагрузку несет лишь один кулачок муфты и сила
приложена на конце кулачка, рассматривают длину кулачка как плечо изгиба:
Вместо кулачков применяются также зубья с внутренним зацеплением.
Применение поводковых соединений (фиг. 7) целесообразно при передаче
небольших усилий для валов, которые удлиняются в результате нагрева
В том случае, если нагрузку несет только один штифт,
Md Tld*
377

КАРДАНЫ
Карданы неравной угловой скорости
Карданы неравной угловой скорости очень распространены. Кардан
должен быть тщательно защищен от пыли и грязи. Он передает вращение
с одного вала на другой, даже если оси этих валов значительно отклоняются
от прямой и образуют угол 180° (фиг. 8). При равномерной окружной скорости
ведущего вала ведомый вал испытывает периодические колебания окружной
скорости — дважды за один полный оборот.
Это явление тем значительнее, чем больше отклонение осей обоих валов
от прямой.
Коэффициент неравномерности U изменяется в зависимости от угла а
примерно так, как указано ниже:
а .... 5° 10° 15° 20е
£/.... 1/130 1/33 1/14 1/8
Пределы изменения окружных скоростей обоих валов определяются
соотношением величин и cos а, причем соответствует максимуму
окружной скорости, cos ос — ее минимуму.
Для достижения равномерной передачи скорости между валами / и //
(фиг. 9) включают промежуточный вал /// и два шарнира.
150-180°
Фиг. 8. Схема соединения Фиг. 9. Схема соединения трех валов
валов карданом. карданами.
В этом случае обеспечивается равномерное вращение вала // за счет
сдвига фаз. Последнее бывает только в том случае, если углы а, образованные
валами 1 и /// и соответственно // и ///, равны и вилки / и 2 и
промежуточного вала /// лежат в одной плоскости.
На эти свойства карданов следует обратить особое внимание при
конструировании приводов на передние колеса, так как в этом случае требуются
бо, ьшие углы отклонения валов. В некоторых случаях суммарная величина
углов при наличии двух шарниров составляет 40°, следовательно, а =20°.
Для упрощения конструкции приводов на передние колеса применяются
специальные конструкции шарниров, которые при одном шарнире
обеспечивают равномерную окружную скорость или приближающуюся к
равномерной.
При применении шарнира кардана следует обращать внимание на
изменение длины одного из валов при изменении угла,.
В этом отношении шарнир с сухарями и шарниры с тонкими мягкими
дисками могут дать лучшие результаты, так как способны обеспечить
некоторые осевые смещения.
Шарнир Спайсера (Spiser) (фиг. 10) снабжен игольчатыми подшипниками, в которых
вращаются четыре цапфы. В шарнире создается надежное уплотнение. Во время эксплуатации
шарнир смазывается с помощью пресс-масленки. Шарнир (фиг. 11) Mechanik закрытой конструкции
имеет запас смазки.
До применения игольчатых подшипников смазка кардана была связана
с большими трудностями вследствие высокой нагрузки на подшипники
и большого числа оборотов муфты.
Кардан с игольчатыми подшипниками (фиг. 12 и 13) заполняется на заводе
густой смазкой и долго не нуждается в уходе.
378

Фш 10. Шарнир с игольчатыми подшипниками.
Л. Шарнир Mechanik.
Фиг. 12. Двойной кардан с игольчатыми
подшипниками.
Фиг. 13* Кардан с игольчатыми
подшипниками.
379

Карданы равной угловой скорости
Универсальный кардан Weiss (фиг. 14) обеспечивает передачу равномерной скорости
вращения, потому что относительные движения элементов кардана симметричны.
Простейшей схемой кардана равной угловой скорости являются две пересекающиеся
линии, располагающиеся зеркально симметрично при любом положении кардана.
Фиг. 14. Кардан Weiss.
Равную угловую скорость можно также получить применением двух обычных карданов,
расположенных близко один к другому (фиг. 15), как это часто бывает у автомобилей большой
грузоподъемности с приводом на передние колеса.
Фиг. 15. Двойной кардан для обеспечения равной угловой скорости.
Для точного центрирования служит шаровая опора, расположенная внутри кольца.
Максимальный угол поворота передней оси, при котором осуществляется передача, достигает 40°.
Другими карданами равной угловой скорости являются карданы Trakta и Villard. Кардан
Villard допускает угол поворота передней оси до 50°. Он регулируется, смазывается и
герметически закрыт от пыли.
Карданы с дисками из прорезиненной ткани
Такие карданы состоят из прорезиненных дисков с текстильной основой.
Ткань так заделана в резину, что ряды отдельных тканевых прокладок
расположены в шахматном порядке, вследствие чего обеспечивается прочность
на изгиб, сопротивление кручению и противодействие центробежным силам.
В автомобилестроении для карданных валов часто применяют карданы
пластинчатого или дискового типа.
Размеры их зависят от передаваемого крутящего момента и от количества
применяемых кулачков. Шарниры выполняются с двумя или тремя кулачками.
При определении наибольшей нагрузки на карданные соединения следует
руководствоваться следующим.
Максимальный крутящий момент двигателя следует считать на 10—15% более
номинального. Дополнительными нагрузками надо считать нагрузки, вызванные инерционностью
вращающихся масс под влиянием ускорений, возникающих при внезапном включении сцепления.
Полученный указанным образом крутящий момент следует еще умножить на максимальное
передаточное отношение коробки передач. Крутящий момент нужно еще увеличить, если
автомобиль имеет тормоз на карданном валу, действие которого создает трудно учитываемые нагрузки
на карданный вал.
380

При выборе величины предельных углов наклона карданных валов
главным образом следует стремиться к тому, чтобы угловое отклонение,
приходящееся на каждый кардан, при отсутствии прогиба рессор не превышало
у неподвижных валов 3° (фиг. 16, а). Карданный вал должен обеспечивать
минимальное отклонение от прямой линии так, чтобы кардану приходилось
0. ~
Jmax
О
Фиг. 16. Предельные углы наклона карданного вала.
выравнивать только движения, вызванные прогибом рессор. Если рессоры
деформированы в результате езды по очень плохим дорогам, то можно
допустить угловое отклонение до + 5° (фиг. 16, б). Значительно меньшие углы
для карданных валов могут быть
допущены при наклонной установке двигателя
и коробки передач.
Инструкция по установке карданов
с прорезиненными дисками
1. Каждый кардан может использоваться для
передачи вращения с отклонением оси вала на
определенный угол.
Если требуется параллельное смещение валов
(фиг. 16), то необходимо применение двух
шарниров, обеспечивающих отклонения осей вала на углы
с противоположными знаками.
2. Промежуточный вал, на который
монтируются два кардана, должен центрироваться
(фиг. 17, а, б, в).
3. Центры пересекающихся валов должны
совпадать с центром диска кардана.
4. Центр окружности расположения отверстий
под болты должен совпадать с центром вала.
5. Расположение по окружности болтов и
отверстий дисков должно совпадать; только в этом случае
участки резинового диска, работающие на
растяжение и сжатие, могут быть нагружены равномерно.
6. Болты должны быть параллельны оси вала.
7. Под гайку болта надо подкладывать толстую
шайбу, которая должна по возможности покрывать
всю ширину резинового кольца.
8. Если кулачки кардана недостаточно
выступают над торцом вала, между кулачком и диском
следует установить толстую прокладку, так как
только тогда будет обеспечиваться достаточное
угловое отклонение.
9. Подвижный кулачок, воспринимающий
осевые перемещения, нужно смазать хорошей смазкой.
10. Резиновые диски необходимо защищать
от попадания масла, так как оно вредно влияет
на резину. Высокая температура также очень вредна для резины, о чем не следует забывать при
выборе места для кардана.
11. Гайки болтов надо затянуть так, чтобы оба торца втулки были зажаты шайбами.
Ослабление болтов недопустимо.
12. При монтаже необходимо следить за тем, чтобы валы не сильно провисали.
Конструкция тросовой муфты (фиг. 18) по идее подобна конструкции
дискового кардана, диск которого разделен на отдельные пластины. Разница
381
Фиг. 17. Центрирование карданов
с дисками из прорезиненной ткани.

Разрез по Дп
заключается лишь в том, что центробежные силы воспринимаются здесь
резиновой лентой, намотанной на диск и обладающей хорошей прочностью
на разрыр.
В связи с расширением применения коробок передач с повышающей
передачей тросовая муфта приобретает все большее значение, потому что
в этом случае число оборотов валов
за коробкой передач становится
больше числа оборотов вала
двигателя. Тросовая муфта больше
приспособлена к таким скоростям, чем
пластинчатая муфта (фиг. 19 и 20).
Пластина муфты (фиг. 20) состоит
из передающей усилие замкнутой
петли, выполненной из проволочного
троса /, стальной втулки 5,
находящейся в дюридовой втулке 4,
резинового амортизатора 5, резинового
кожуха 2 и металлических шайб
с отогнутыми краями. Тросовая петля
обтянута хлопчатобумажным
волокном, пропитанным составом, предо-
ее от влаги. Болты
Фиг. 18. Тросовая муфта.
храняющим
муфты проходят через отверстия во втулках 5.
Тросовая петля и резиновый амортизатор 3 закрыты водонепроницаемой
резиновой оболочкой.
2 3
Фиг 19. Пластинчатые муфты.
Фиг. 20. Пластина муфты.
Назначением пластины является восприятие окружной силы, создаваемой крутящим
моментом, приложенным к муфте; для надежного соединения троса с втулкой и для восприятия
периодически возникающих, сжимающих пластину усилий на втулке закрепляются путем
развальцовки шайбы с отогнутыми краями. Вследствие сочетания примененных материалов (стальной
трос, резина и пр.) пластина представляет собой звукопоглощающий соединительный элемент.
Центрирование шарниров (см. фиг. 17) обязательно. Карданные валы
и кулачки шарниров должны быть не только статически, но и динамически
уравновешены. Они должны быть также центрированы.
Длина карданного вала по возможности не должна превышать 1,7 м.
Линейные изменения карданного вала до 1,5 мм, возникающие при
горизонтальном перемещении заднего моста, воспринимаются пластинчатым
шарниром за счет его упругих деформаций. При больших удлинениях требуется
специальная подвижная муфта с пружинами и пазами, которая перемещается
по карданному валу.
Чтобы избежать искривления шарнира при приложении к нему осевых
сил, ось симметрии его должна совпадать с осью вала.
У тросовых муфт ось симметрии должна совпадать с осью симметрии
диска. Если учесть силы трения, возникающие в шпонках и шлицах при
осевом смещении кулачков и зависящие от передаваемого крутящего момента
382

через шарниры, то можно определить величину сопротивления перемещению
кулачка по валу. Поэтому центрирующее устройство следует проектировать
так, чтобы оно могло воспринимать усилия, необходимые для удержания
кулачков в осевом направлении, т. е. оно должно быть рассчитано на силы,
требующиеся для перемещения конца карданного вала в муфте.
Пример. Определим силу перемещения муфты по валу. Рассмотрим трехкулачковый
шарнир; крутящий момент Ма= 25 000 кгсм; диаметр окружности центров отверстий равен 200 мм;
плечо момента 85 мм. Отсюда окружное усилие Р=2950 кг. Если диаметр вала 50 мм, радиус
расположения шпонок или шлицев 25 мм, то окружное усилие на внешней кромке шпонок
и пазов Р= 10 000 кг.
При коэффициенте трения 0,1 (хорошая смазка) необходимое усилие перемещения кулачка
по валу составит 1000 кг.
Опоры центрирующего приспособления целесообразно изготовить из
высококачественной бронзы; надо следить за правильной центровкой шаровых
поверхностей, а также за хорошей смазкой. Вместо бронзы применяются
также дюралюминий и другие заменители.
Упругие сухие карданы
При передаче усилий с помощью резиновых карданов допустимо угловое
смещение до ±8°; смазка кардана не требуется, он имеет небольшой диаметр.
Упругая передача усилий осуществляется путем включения резиновых
блоков между кулачками ведущего и ведомого валов. При данной
конструкции на каждом валу имеется двухкулачковая муфта; резиновые блоки
расположены в специальном разъемном кожухе.
Конструкция кожуха такова, что между кожухом и выступами деталей
шарнира создается небольшой зазор. Качество резины и конструкция
резиновых блоков таковы, что даже при максимальном крутящем моменте
совершенно предотвращается выпучивание резины в зазор между кожухом
и кулачком. Так как согласно современным требованиям диаметр шарнира
очень мал по отношению к величине передаваемого им крутящего момента,
в резине возникает очень высокое напряжение. Чтобы избежать в связи
с этим выпучивания резины, следует применять резину очень высокого
качества. Применение упругих шарниров небольших размеров возможно только
при употреблении высококачественных резиновых блоков. Наиболее
целесообразная конструкция резиновых блоков найдена в результате целого
ряда опытов. Кожух, в котором заключены резиновые блоки, может свободно
самоустанавливаться при угловых отклонениях одного вала относительно
другого, соответственно положению кулачков.
Несмотря на значительный предварительный натяг при сборке и очень
высокие рабочие напряжения, силы, необходимые для углового отклонения
вала, очень незначительны и поэтому к. п. д. этих шарниров очень велик.
При угловом отклонении вала, равном 8°, потери при передаче шарнирами
усилий практически равны нулю.
На ведущей и ведомой частях шарнира применяется двуплечий поводковый
захватывающий кулачок (фиг. 21). Шарнир снабжен резиновыми блоками, половина которых в зависимости
от направления вращения участвует в передаче усилий, в то время как остальная часть блоков
не работает. При обратном действии сил, приложенных к шарниру (например, при включения
двигателя на ходу автомобиля, неравномерности нагрузки, проезде по неровностям и т. п.),
проявляется упругость блоков, так как не нагруженные блоки остаются все же в постоянном
соприкосновении с кулаками вследствие высокого предварительного натяга. Свободный ход
шарнира вследствие этого отсутствует. В результате совершенного центрирования
установочный шарнир не нуждается в дополнительной смазке. Смазки, внесенной в шарнир при
монтаже, достаточно до разборки шарнира, требующейся для замены изношенных резиновых
блоков. Упругость блоков до известной степени предохраняет от поломки все остальные
детали передачи. В процессе эксплуатации время от времени следует проверять состояние
шарниров, и в случае обнаружения каких-либо изменений необходимо сменить резиновые блоки.
Если блоки не заменить во-время, то это может привести к повреждению стальных деталей.
Из фиг. 22 видно, что изображенный на ней кардан отличается от описанного выше сухого
тем, что между резиновыми блоками включаются призматические детали-сухари. Эти сухари
383

служат для установки в них пальцев цилиндрической формы, служащих шарнирами вилок.
В зависимости от нагрузки на шарнир и от его назначения цилиндрические пальцы
устанавливаются или в бронзовых втулках, или в игольчатых подшипниках
В противоположность сухим шарнирам у данного шарнира пальцы должны смазываться.
Фиг. 21. Упругий кардан.
Шарнирное соединение с сайлент-блоками (фиг. 23) является упругим
универсальным шарниром. Оно отличается наличием блоков особой формы
из мягкой резины, заложенных в качающейся промежуточной детали. Эти
блоки служат для передачи усилий. Вследствие упругости они допускают
взаимный наклон и осевое смещение
соединенных валов. Отсюда вытекают
следующие основные свойства этих
шарниров.
Фиг. 22. Упругий кардан с сухарями.
Фиг. 23. Шарнир с сайлент-блоками.
Шарнирное соединение с сайлент-блоками не имеет трущихся или
скользящих деталей. Оно не нуждается в уходе и смазке. Данное шарнирное
соединение воспринимает ударные нагрузки. Оно гасит колебания и шумы, и при
его применении карданный вал не нуждается в специальном центрировании.
Из-за упругости в осевом направлении излишне применение скользящих
шлицевых соединений, которые требуются в большинстве шарнирных
соединений.
В современном автомобилестроении применяются почти исключительно
карданные шарниры с игольчатыми подшипниками, смазываемые в процессе
работы.
384.

ВЫКЛЮЧАЕМЫЕ ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ (СЦЕПЛЕНИЯ)
Элементом, передающим момент от двигателя к трансмиссии, является
обычно фрикционная муфта. В ней осуществляется постепенное нарастание
усилий, возникающих в соединяемых деталях при трогании автомобиля
с места, она защищает двигатель от внезапной перегрузки и предохраняет
также все детали трансмиссии от динамической нагрузки, в результате чего
повышается надежность трансмиссии. Целью конструкторов, работающих
над сцеплениями, является повышение упругости и одновременное снижение
износа.
Сцепления подразделяют на:
фрикционные муфты с конусными дисками;
дисковые муфты или пластинчатые фрикционные муфты, работающие
в масле;
сухие многодисковые муфты;
сухие однодисковые муфты.
Фрикционные муфты с конусными дисками
Хотя фрикционные муфты с конусными дисками теперь уже не
применяются, приведем и краткую характеристику и математические
зависимости для их расчета.
Пусть:
Р — нажимное усилие пружины;
Md — передаваемый крутящий момент;
г — средний радиус конуса;
а — половина угла конуса;
р. — коэффициент трения.
Чтобы предотвратить скольжение включенной муфты, требуется усилие
Для выключения муфты необходимо усилие
р Мд /sin a — jj. COS а\
Пластинчатая фрикционная муфта
В дисковой муфте к плоской поверхности вращающегося диска или
маховика прилегает металлический диск (ведомая часть муфты). Чтобы уменьшить
прижимное усилие и увеличить суммарную поверхность трения, заменили
один диск несколькими. Так появилась пластинчатая фрикционная муфта.
Она работает в масле, чтобы не было заедания отдельных пластин,
вращающихся одна относительно другой (сталь по стали или сталь по латуни).
Несмотря на эластичность, эти муфты применяются теперь очень редко,
потому что за ними требуется тщательный уход, они ненадежны и
изготовление их дорого.
Сухое многодисковое сцепление
Сухое многодисковое сцепление появилось после пластинчатой муфты.
Сцепление этого вида широко применяется в современных автомобилях,
потому что оно имеет положительные качества пластинчатой муфты, но вместе
с тем надежнее ее. Кроме того, конструкция сухой многодисковой муфты
чрезвычайно проста, она легко монтируется и за ней не требуется ухода.
Диски подобно фрикционным муфтам с конусными дисками снабжены
обшивкой, которая не допускает заедания и дает плавное включение. Обшивка
не разъедается маслом; если в кожух муфты попадает масло, то в худшем
случае снижается коэффициент трения (с 0,35 до 0,1). Это, конечно, следует
учитывать при конструировании. Несмотря на то, что имеется много
25 Бюссиен 385

разновидностей дисковых муфт, принцип действия их остается в основном
тот же.
Двухдисковая муфта имеет упрощенную конструкцию, стоимость
ее ниже, чем многодисковых. Многодисковые муфты применяются только
в мотоциклах, так как там требуется ограничение по диаметру.
Дисковую муфту рассчитывают следующим образом.
Пусть:
Md — крутящий момент (принимается равным удвоенному крутящему моменту двигателя);
R — внешний радиус диска;
г — внутренний радиус диска;
Rm — средний радиус диска;
р — давление на 1 см2 поверхности;
[л. — коэффициент трения;
п — число дисков или пластин.
Для предотвращения скольжения нужно, чтобы
Окружность с радиусом Rm проходит через центр тяжести сектора с бесконечно малым
центральным углом; его расстояние от центра
Am — тг
2 #з__
3 R2 — г2
Подставив значение Rm, получим
АА j —
iria
Отношение между внутренним и внешним диаметрами колеблется от 0,5 до 0,8.
Нажимное усилие или давление пружины определяют из выражения
Р = Fpv.
где Р — сила трения (передаваемое окружное усилие);
fx — коэффициент трения;
F — поверхность трения;
р — давление на 1 см2.
Значения fx и р приведены ниже в разделе «Обшивка
диска сцепления».
Число дисков в муфте
--3 Md -1.
Для автомобилей высокой проходимости требуются
прочные и надежные сцепления, которые исключали бы опасность
проскальзывания; поэтому следует выбирать значение \l
меньшим, а значение р большим, в результате чего
увеличивается поверхность трения.
Сухие однодисковое и двухдисковое сцепления
В легковых и грузовых автомобилях
применяется главным образом сухое однодисковое
сцепление. На фиг. 24 показана конструкция такого
сцепления.
Металлический диск 7, укрепленный на втулке,
скользящей по ведомому валу сцепления, зажимается с помощью
пружин 5 (большей частью в количестве шести) между
ведущими поверхностями 2. Одна из них находится на маховике, а другая на диске Зу который
закреплен в маховике, но может перемещаться в осевом направлении. На диск нажимают
пружины 5. Для отвода диска служат рычаги 4 с достаточным передаточным числом. Рычаги
приводятся в действие педалью.
На фиг. 25, а изображена конструкция однодискового сцепления (Komet—
Месапо).
На фиг. 25, б изображено двухдисковое сцепление с расположенной
в центре пружиной.
386
Фиг. 24. Сухое однодисковое
сцепление.

Фиг. 25 Сцепление
а — сднодискоьое, 6 — двухдисковое.
25*
387

Для передачи больших крутящих моментов и уменьшения усилия на
педаль при выключении сцепления применяются полуцентробежные сцепления
(фиг. 26).
По сравнению с известными конструкциями сцеплений нововведение в данном случае
состоит в том, что нажимное усилие на диски создается не только пружинами, но и
центробежными грузами. Эти грузы подвешены на наружных концах рычагов, нажимающих на диски,
Фиг. 26 Полуцентробежное сцепление автомобиля Ford 8 грузоподъемностью 3 т:
/ — центробежный груз; 2 — игольчатый подшипник, 3 — упорный подшипник; 4 — палец.
вследствие чего можно снизить прижимное усилие пружин приблизительно на 30% т. е
установить более слабые пружины. Это обеспечивает легкое управление сцеплением при
минимальных числах оборотов вала двигателя, при которых наиболее часто требуется выключение
сцепления» Это является преимуществом, особенно заметным при интенсивном уличном движении.
В сцеплении, показанном на фиг. 26, отношение между давлением
пружины и центробежной силой выбрано так, что уже при 1700 об/мин достигается
требуемая сила нажатия. При более высоких числах оборотов сила нажатия
быстро возрастает (фиг. 27).
В отношении всех видов
фрикционных сцеплений надо
помнить следующее.
1 Необходим достаточный
свободный ход педали
сцепления, равный 3—5 см во
избежание проскальзывания; для
центробежных сцеплений
требуется большая величина
свободного хода.
2. Поверхности трения
должны быть отшлифованы или
woo
800
№
200
<-
^ч>
<<
у
V-
1
■^\
Центробежная сипа
ч
500 1000 15Q0 2000 2500 3000 3500 п о5/мин
и свободны 01
Фиг. 27. Зависимость силы нажатия от числа
оборотов двигателя.
отполированы
смазки.
3 Должна быть выверена
параллельность рабочих
поверхностей и головок рычагов.
4. Нужно постоянное наблюдение за величиной свободного хода
механизма педали (фиг. 27 и 28).
5. Должен быть установлен упор, предохраняющий от слишком большого
хода педали при выключении сцепления.
Ведомые диски являются самыми важными деталями, от которых зависит
хорошая работа сцепления.
Обычно в сцеплениях применяются жесткие ведомые диски.
Если работа сцепления должна быть особенно плавной, то для этого
применяются штампованные диски с разведенными краями. Эти диски имеют
388

большое преимущество, в особенности если колебания эластично
подвешенного двигателя отрицательно влияют на процесс включения. Внешний обод
этого диска разделен прорезями на 12—16 секторов, которые попеременно
выступают из плоскости диска на несколько десятых миллиметра.
Пружинящее действие описанной системы таково, что уже при небольшом
нажиме диски прилегают один к другому всеми своими точками. Вследствие
этого достигается равномерный износ обшивки. Тот же эффект достигается
с помощью приклепанных
к диску пластинчатых пружин
(фиг. 28). В иных случаях
к втулке приклепываются
пластинчатые пружины, имеющие
вид сегментов, а к ним
прикрепляется обшивка.
Ведомые диски снабжаются
часто также гасителями,
назначение которых — ослабить или
совсем устранить крутильные
колебания, возникающие в
двигателе и в трансмиссии и вызы-
т
Фиг. 29.
Устройство гасителя
крутильных колебаний
для сцепления:
/ — пружина;
2 — удерживающие
диски; 3 — пружина
гасителя; 4 —
фрикционные диски
гасителя; 5 — кольцевая
пружина.
Фиг. 30. Сцепления для
грузового автомобиля
большой грузоподъемности.
Фиг 28. Диск сцепления с
приклепанными пружинами:
/ — пружина; 2 — заклепка.
вающие неприятный шум. Подобное гашение увеличивает срок службы
трансмиссии. Для каждого типа автомобиля необходимо экспериментальным путем
подобрать гаситель соответствующей характеристики (фиг. 29 и 26).
На работу сцепления гаситель не оказывает никакого влияния. Его
следует применять только тогда, когда в этом возникает необходимость из-за
появления колебаний трансмиссии. Предназначенные для гашения винтовые
пружины (фиг. 29) закладываются в отверстия, имеющиеся в теле ступицы
ведомого диска, и удерживаются от выпадания двумя дисками,
приклепанными к ступице. От перемещения под влиянием центробежной силы пружины
предохранены отверстиями в двух удерживающих дисках.
Включение и выключение сцепления
На фиг. 25 изображены обычные выключающие устройства. Для легковых
автомобилей эти конструкции в настоящее время не употребляются. На фиг. 30
изображено другое приспособление непосредственного действия,
применяемое в грузовых автомобилях большой грузоподъемности. ^
При применении эластичной подвески двигателя в легковых автомобилях
для включения и выключения сцепления нужно применять специальный
механизм управления сцеплением. Нажатие педали сцепления не должно
вызывать перемещения двигателя, а колебания двигателя не должны, в свою
очередь, отражаться на работе сцепления. Это можно осуществить соответ-
389

ствующим конструированием системы рычагов, в частности, педаль не должна
быть расположена ни на картере двигателя, ни на картере сцепления,
ни на картере коробки передач. Она должна быть установлена на раме или
на каком-нибудь элементе кузова автомобиля.
Более совершенным механизмом управления является гидравлический.
Принцип устройства этого механизма управления показан на фиг. 31. Глав-
Фиг. 31. Гидравлическая система
выключения сцепления.
Фиг, 32. Механизм выключения сцепления
автомобилей Ford, Consul, Zephyr.
ный цилиндр, связанный с педалью, может быть установлен где-нибудь
на раме или на кузове. Исполнительный цилиндр, включающий и
выключающий сцепление, должен крепиться на картере сцепления. Оба цилиндра
соединяются шлангом высокого давления.
Легковые автомобили Ford, Consul и Zephyr снабжены приводом
сцепления, показанным на фиг. 32. Цилиндры, управляющие сцеплением
и тормозным цилиндром, сблокированы между
собой и снабжены общим масляным резервуаром.
Исполнительный цилиндр, управляющий
сцеплением, расположен непосредственно на картере
сцепления.
Тормоза для сцепления
Тормоза на сцеплениях в настоящее время
применяются редко, только в отдельных случаях,
когда маховой момент вращающейся массы
сцепления настолько велик, что возникает
необходимость в затормаживании ведущего вала коробки
передач, требующееся для более удобного
переключения передач. При наличии
синхронизаторов в коробке передач тормоз на сцеплении
не нужен.
На фиг. 33 изображена простейшая конструкция тормоза для сцепления.
Рычаг /, соединенный с педалью сцепления, торцовая поверхность которого имеет
фрикционную обшивку, при выключении нажимает на фланец 2 выключающей муфты и
затормаживает ее. Следует избегать применения тормозов на сцеплениях; сцепление должно быть по
возможности легким.
В тех случаях, когда нельзя избежать применения тормоза (при-наличии очень тяжелых
многодисковых сцеплений), он должен быть регулируемым для того, чтобы ход педали от
исходного ее положения до точки включения тормоза на сцеплении был всегда одинаковым.
393
Фиг, 33 Тормоз для
сцепления

Обшивка диска сцепления
Обшивку диска сухого сцепления делают из хлопчатобумажной ткани,
из асбестовой ткани с основой из латунной проволоки и прессованной
асбестовой массы. Обшивки одной и той же марки характеризуются определенным
коэффициентом трения при нагреве (до
200° С) и одинаковой зависимостью их
свойств от масла, попадающего на их
поверхность.
1. При температуре поверхностного
трения 20° С:
а) коэффициент трения покоя при
давлении 1 кг/см2 должен быть равен
приблизительно 0,3 при полном отсутствии
масла и 0,07 — при работе в масле с
давлением 4—6 кг/см2;
б) максимальный коэффициент трения
движения при давлении 1 кг/см2 равен
приблизительно 0,5, при давлении
2 кг/см2 — примерно 0,4.
2. При температуре поверхности
трения 200° С и при скольжении 2 м/сек
коэффициент трения должен примерно
составлять 0,35—0,4.
Эти величины уменьшаются примерно
на х/3, если на обшивку попадает масло.
Расчет муфт с такими обшивками
производится при р* = 0,2 для работы без
масла и при ^ = 0,07 для работы с
маслом.
Обшивки приклепываются к диску
сцепления алюминиевыми полыми
заклепками или полыми заклепками из мягкого
железа.
Диски сцепления, работающие в масле
(фиг. 34), снабжаются большим
количеством каналов, чтобы гарантировать
попадание масла на хорошо отполированные
поверхности трения во время выключенного сцепления и
беспрепятственное отведение масла во время включения сцепления.
Фиг. 34.
Диск сцепления,
работающего в масле.
Пружины сцепления
Ниже в таблице приведены данные по витым пружинам.
В этой таблице допускаемое напряжение на кручение принято kd =
= 4000 кг/см2, а модуль упругости G принят равным 750 000 кг/см2. Если
пружины подвергаются воздействию быстро изменяющейся нагрузки, что
наблюдается у деталей, совершающих возвратно-поступательное движение,
то нагрузка может быть уменьшена до половины допустимой нагрузки.
Данные таблицы вычислены по формулам:
Р =
7zd3kd
г = •
D—d
где п — число витков.
dG
391

Данные по витым пружинам
Внешний
диаметр
пружины
в мм
10
12
15
20
25
30
35
40
4^
50
60
/и
СП
Ы)
УО
1 r\pi
1UU
120
1 КС\
lou
1
1,750
1,36
Г,400
2,02
1,100
3,3
0,830
6
0,630
0,540
14
0,460
19,5
0,400
25,5
0,350
34
0,320
40
0,265
58
0.225
80
0,200
105
0,175
135
1,5
6,200
0,8
5,00
1.22
3,9
2.05
2,8
3,8
2,25
6.2
1,85
9
1,55
11,6
1,35
16,5
1,2
21
1,1
26
0,9
38
0.75
52
0,65
69
0,6
88
0,52
Ш8
0,45
155"
0,35
250
2
15,2
0.53
12,2
0.85
9,5
1,4
6,8
2.7
5,3
4.4
4,4
6,6
3,7
9
3.2
12
2,8
15,5
2.5
19
2,1
28
1,8
39
1,58
52
1.4
67
1,25
80
1,02
Ш
0,83
180
2,5
Диаметр проволоки d
3
3,5
4
Допускаемая
Прогиб
32
0,38
25
0,6
19
1,05
14
2,1
10
3,5
8,5
5
7,5
7
6,5
9,5
5,5
12,5
5
15
4
22,5
3,5
30
3
40
2,8
52
2,5
64
2
92
1,6
178
60
0,28
47
0,45
35
0,8
25
1.6
19
2,7
15,5
4
13
5,8
11,5
7,7
10
9,8
9
12,5
7,5
18
6,3
25
5,5
33
4,8
43
4,3
53
3,6
78
2,8
120
в мм по;
80
0,35
58
0,64
41
1,3
31
2,2
25,5
3,3
21
4.8
18,5
6,4
16
8,2
14,5
10,4
12
15,3
10
22
8,8
30
7,8
36
7
45
5.8
65
4;6
103
90
0,52
62
1,07
46
1,85
38
2,85
32
4,1
27,5
5,5
24
7
21,5
9
18
13
15
18
13
24,5
11,5
31
10,5
39
8,5
57"
6,7
90
4,5
5
нагрузка F
1 действиел/
135
0,41
92
0,9
68
1,56
54
2,45
45
3.5
40
4,7
35
6,3
31
7,8
25
11,5
22
16
19
21,5
17
26,5
15
34
12
50
9,8
80
130
0.75
97
1,35
78
2,1
65
3
56
4,1
49
5,4
43
6,8
35
10,4
30
14
26
19
23
24
20,5
30
17
45
13,5
71
в мм
6
в кг
7
I СИЛЫ Р
240
0,55
180
1Д
140
1,6
115
2,35
100
3,25
87
4,25
77
5.4
63
8.1
53
12,1
46
, 15
39
20
36
24,5
30
36
23,5
58
295
0,78
230
1,3
190
1.9
160
2,65
140
3,5
125
4,5
100
6,7
85
9,5
73
12,5
64
16,5
57
21
47
30
37
49
8
360
1,2
295
1,55
250
2,15
215
2,9
190
3,7
150
5,7
130
8
ПО
11
98
14
87
18
70
27
56
42
9
430
1,25
370
1.8
315
2,4
275
3,15
225
4,9
185
7
160
9,4
140
12,2
125
15,5
100
23
80
37
10
520
1,5
450
2,05
390
2,7
315
4,2
260
6
225
8,2
200
10,8
175
13,5
140
20,5
ПО
33
12
960
1.1
820
1.5
700
2,05
560
3,25
460
4,7
400
6,5
345
8.5
310
11
250
195
27
13
1750
1
1500
1,^5
1150
2 3
930
3,4
800
4 7
700
6,3
625
8.1
500
12,5
390
205
39>

ГИДРОМУФТЫ
Гидромуфты с ведущим (насосным) колесом 1 (фиг. 35) и ведомым
(турбинным) колесом 2 следует рассматривать как автоматическое сцепление. При
холостом ходе вала двигателя и насосного колеса турбинное колесо
неподвижно. С увеличением числа оборотов вала двигателя турбинное колесо
начинает плавно вращаться, а при достижении наибольшего числа оборотов
вала двигателя гидромуфта обеспечивает скольжение всего 2%; к. п. д.
при этом доходит до 98%.
Картер наполняют маслом. Вращение от колеса / к колесу 2 передается
не механическим путем, а с помощью кольцевого потока жидкости. Поэтому
потери составляют всего 1—3%. Лопасти представляют собой прямолинейные
ребра. По конструкции и расположению ведущее и ведомое колеса являются
примерно зеркальным изображением друг друга.
Эта конструкция гидромуфты в сочетании с различными конструкциями
шестеренчатой коробки передач успешно применяется в автомобилестроении..
АВТОМАТИЧЕСКИ ДЕЙСТВУЮЩЕЕ СЦЕПЛЕНИЕ
Автоматически действующими сцеплениями являются:
1) гидромуфты (фиг. 35);
2) центробежные сцепления (см. фиг. 26);
3) сцепление, управляемое с помощью разрежения (фиг. 36)<
В автомобилях Fiat 1900 применяются гидромуфты-
Фиг. 35 Гидромуфта.
Фиг 36. Сцепление, управляемое с помощью разрежения.
Автоматическое сцепление, для управления которым используется разрежение (фиг. 36),
состоит из двух основных частей: собственно автомата и пневматического переключающего
клапана. Пневматический переключающий клапан присоединен к впускной трубе 1 двигателя перед
дроссельной заслонкой. В этом месте при закрытой дроссельной заслонке возникает разрежение,
равное приблизительно 0,6 кг/см2. В пневматическом переключающем клапане имеется
двойной конус, который управляется с помощью троса 9 и небольшой пружины, работающей на
сжатие. Через патрубок 10 к автомату сцепления подводится атмосферный или разреженный
воздух. Трос 9 соединен с педалью подачи топлива Зу причем так, что педаль в исходном
положении натягивает трос. В этом положении автомат сцепления находится под разрежением.
При нажатии на педаль происходит ослабление троса 9, и к автомату сцепления подводится
воздух под атмосферным давлением. В цилиндре имеется поршень с манжетами и шток //.
Шток соединен цепью 12 через блок 13 с педалью сцепления 4. Под действием разрежения
поршень двигается вверх и одновременно выключает сцепление. Как только нажимают
на педаль подачи топлива, на поршень цилиндра начинает действовать атмосферное
давление, которое под действием пружин сцепления и пружины, работающей на сжатие, находя-
393

тцейся в самом механизме сцепления, заставляет поршень двигаться вниз. Это движение
осуществляется при нажиме на педаль подачи топлива. Так как включение сцепления должно
осуществляться достаточно медленно, чтобы обеспечить мягкое и плавное начало движения
автомобиля, то механизм автоматического управления сцеплением снабжается описанным
ниже распределительным устройством..
С помощью зажима 7 можно перемещать штангу 5 относительно штока 3. После полного
выключения педаль сцепления включается сначала быстро, и только перед самым
соприкосновением дисков сцепления обеспечивается ее медленное перемещение. Это является условием
правильной работы механизма автоматического сцепления.
Переход от быстрого перемещения педали устанавливается с помощью штанги 5. Если
штанга 5 вдвигается дальше в цилиндр, то момент перехода от быстрого включения к
медленному наступает позднее. При каждой перестановке штанги 5 нужно тщательно затянуть
зажимной винт 6. Скорость перемещения штока 3 можно также регулировать. Если затянуть винт 7,
то движение штока замедляется; если же отвернуть его, то движение штока становится более
быстрым. После каждой такой регулировки следует надежно стопорить контргайкой винт 7.
Автоматический механизм управления сцеплением включается и выключается рычагом 2
с помощью крана 8.

XL КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Двигатели внутреннего сгорания, в отличие от паровых машин и
электродвигателей, обладают той особенностью, что развивают наивысшую мощность
только при вполне определенном и притом большом числе оборотов. В случае
использования двигателя внутреннего сгорания на автомобиле необходимо,
однако, иметь в виду, что высокая мощность двигателя и большое число
оборотов могут потребоваться не только при высокой скорости движения
автомобиля, но и при малой скорости движения.
Для повышения тягового усилия на колесах часто весьма желательно
иметь крутящий момент на ведущей оси автомобиля более высоким, чем момент,
который может обеспечить двигатель. Такое увеличение крутящего момента
возможно только за счет уменьшения числа оборотов.
Поэтому транспортные машины, в отличие от судовых и авиационных
установок, обычно снабжаются устройством, позволяющим при неизменном
числе оборотов двигателя изменять число оборотов ведущей оси экипажа,
причем указанное изменение может быть произведено в процессе движения.
В настоящее время наилучшим устройством такого рода, т. е. устройством,
работающим с минимальными потерями, является шестеренчатая передача.
Правда, при таких передачах возможно только постоянное передаточное
отношение, а их значения могут быть выбраны только в определенных
пределах. Поэтому обычно применяется несколько постоянных ступеней
преобразования.
Такие устройства называют ступенчатыми передачами.
Идеальным видом передачи являются так называемые б есступенчатые
передачи, в которых передаточное число изменяется непрерывно и без
ступеней.
Ступенчатые передачи по сравнению с бесступенчатыми являются,
естественно, более ограниченными.
Передачи как ступенчатые, так и бесступенчатые (в особенности
гидравлические преобразователи) в настоящее время получили весьма широкое
распространение. Бесступенчатые передачи, обычно более дорогие,
применяются соответственно на дорогих транспортных машинах.
СТУПЕНЧАТЫЕ (ШЕСТЕРЕНЧАТЫЕ) КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Применяемые ступенчатые передачи могут быть подразделены следующим
образом:
1. По типу переключения (по типу переключающего
соединения):
а) скользящими шестернями (фиг. 1, а)\
б) скользящим соединением, переключающими муфтами с кулачками
различной конструкции (фиг. 1, б);
в) скользящим соединением с предварительным использованием сил
трения, т. е. синхронизаторами (фиг. 1, в);
г) обгонным устройством,' т. е. механизмом свободного хода (фиг. 1, г)
или кулачковой муфтой одностороннего включения (фиг. 1, д);
д) соединением за счет трения, т. е. фрикционным сцеплением (фиг. 1, е)\
395

е) соединением за счет торможения коронной или солнечной шестерней
планетарной передачи или ее водила (фиг 1, ж).
2. По способу переключения передач. Названные
выше соединения могут быть введены в действие:
а) вручную или вспомогательным приспособлением;
б) автоматически, в зависимости от числа оборотов и от величины
крутящего момента или в зависимости от направления передаваемой мощности.
3. По конструктивному выполнению узла
шестерен:
а) с неподвижной осью промежуточного вала (зубчатая передача с
неподвижными осями валов);
б) с вращающейся осью промежуточного вала (планетарная передача).
Фиг. 1. Типы ступенчатых передач по виду переключения.
4. По средствам для уменьшения шума при
работе шестерен. Шум при работе шестерен в значительной мере зависит
от качества зубчатой передачи, которая может быть выполнена:
а) в виде передачи с прямыми зубьями;
б) в виде косозубой передачи (реже с шевронными зубьями).
Типы переключения передач (типы переключающих соединений)
Соединения, показанные на фиг. 1, а — в, распространены наиболее
широко и являются самыми дешевыми. Их простота заключается в
непосредственной передаче усилия от ведущей части через соединительное звено
к ведомой части.
Изменение преобразования , достигается разъединением одной пары
шестерен и введением в действие другой пары шестерен с другим
передаточным числом.
При этом предполагается, что во время переключения силовой поток
прерывается с помощью главного сцепления. Между двигателем и ведомой
шестерней могут быть расположены детали (например, шестерни передач),
вращение которых в процессе переключения должно быть ускорено или
замедлено. Если масса этих деталей мала, переключение происходит относительно
легко и осуществляется без вспомогательных устройств. Такое переключение
производится, например, в коробках передач мотоциклов. Однако в
автомобильных коробках передач в настоящее время обычно всегда предусматри-
396

ваются приспособления для выравнивания чисел оборотов (синхронизаторы),
с помощью которых устанавливается одинаковое число оборотов соединяемых
деталей (фиг. 1, в).
Преимущество соединений с помощью механизма свободного хода (фиг. 1, г)
или кулачковой муфты одностороннего включения (фиг. 1, д) состоит в том,
что переход с одной передачи на другую может быть осуществлен только
с уменьшением подачи топлива.
На фиг. 1, г показано устройство для переключения передач с
промежуточным включением механизма свободного хода.
Аналогичным образом используется кулачковая муфта. Эта муфта
(фиг. 1, д) осуществляет включение только тогда, когда вследствие
выравнивания чисел оборотов кулачки обеих частей муфты приобретают одинаковую
скорость вращения.
Способ переключения передач с помощью фрикционного сцепления
(фиг. 1, ё) получает все более широкое распространение из-за того, что
процесс переключения при наличии сцеплений является весьма простым.
Их широкому введению препятствует, однако, высокая первоначальная
стоимость фрикционного сцепления для каждой передачи. Вес коробки
передач при этом также увеличивается, так как сцепление для каждой
передачи рассчитывают для включения при полной нагрузке. Фрикционные
сцепления находят все более широкое применение в качестве переключающих
устройств в коробках передач, переключаемых при полной нагрузке.
При использовании планетарной передачи один из ее элементов — корон-
, ная (наружная) шестерня, или солнечная (внутренняя) шестерня, или
промежуточный элемент (водило)—останавливается с помощью тормозного
устройства, и тогда происходит изменение передаточного отношения.
Действие тормозного устройства в этом случае равноценно переключению
с помощью фрикционного сцепления. Общим в обоих примерах является то,
что при соответственно медленном повышении момента трения достижим
плавный, без толчков и ударов переход от одной передачи к другой.
Способы переключения передач
Значительная часть используемых в настоящее время автомобилей
обслуживается с помощью ручного переключения (фиг. 2).
На фиг. 2, а показано устройство для переключения передач рычагом,
расположенным по середине экипажа непосредственно на коробке передач
и взаимодействующим нижним концом с вилками переключения передач.
Рычаг для переключения передач может быть размещен на рулевой колонке,
под рулевым колесом (фиг. 2, б). В последнем случае рычаг находится в более
удобном для управления положении, чем при размещении непосредственно
на коробке передач.
Правда, наличие приспособления, соединяющего рычаг на рулевой
колонке с вилками переключения передач в коробке, несколько повышает стоимость
трансмиссии; однако размещение рычага на рулевой колонке имеет то
преимущество, что он не мешает водителю входить и выходить как с левой, так и с
правой стороны автомобиля.
При трехместных сиденьях, получающих все большее распространение
в настоящее время, удаление рычага переключения из середины кабины
крайне желательно.
Автоматическое переключение, широко распространенное на
комфортабельных автомобилях, является весьма положительным качеством коробки
передач. Автоматические коробки передач чаще всего используют на
автомобилях, у которых высокая мощность двигателя позволяет сравнительно
редко применять понижающие передачи. Однако на автомобилях, где
преобразование в передаче должно компенсировать недостаточную мощность
двигателя, более целесообразными являются коробки передач с
принудительным и облегченным переключением.
397

Поэтому можно полагать, что на значительной части автомобилей еще
долгие годы будут применяться различные коробки передач, переключаемые
вручную. Экономические соображения также подтверждают сказанное выше.
Автоматическое управление коробкой передач осуществляется с помощью
специального переключающего и управляющего механизма, чаще всего
за счет давления масла.
Фиг. 2. Расположение рычага переключения передач.
Существуют также коробки передач с избирательным переключением,
в которых процесс переключения разделен на два этапа: предварительный
выбор передачи и собственно переключение. Такое решение в настоящее
время является как бы обходным. Непосредственное выполнение
переключения с помощью фрикционных сцеплений делает излишним разделение
процесса переключения на два указанных этапа.
Конструктивное выполнение коробок передач
Коробки передач с неподвижной осью промежуточного вала
(обычная шестеренчатая коробка передач)
Для коробок передач со скользящими шестернями характерным является
в большинстве случаев наличие трех валов, расположенных вдоль оси
автомобиля параллельно один другому и закрепленных в неподвижных опорах.
На этих валах размещены шестерни, одни из которых жестко закреплены
на валу, а другие могут передвигаться, причем некоторые из шестерен уже
находятся в зацеплении, а остальные могут быть введены в зацепление.
На фиг. 3 показаны четыре наиболее распространенных типа конструкций
четырехступенчатых коробок передач.
На фиг. 3, а изображена схема четырехступенчатой коробки передач
с постоянным зацеплением между шестерней на ведущем валу и ведущей
шестерней на промежуточном валу. Такое выполнение в сочетании с
переключением скользящими шестернями является наиболее простым в
конструктивном отношении и наиболее дешевым.
398

Конструкция с постоянным зацеплением шестерен третьей передачи
(фиг. 3, а и б) является весьма распространенной и позволяет применить
для третьей передачи свободно вращающиеся на валах шестерни с косыми
зубьями.
В конструкции, в которой все передачи выполнены с помощью шестерен
постоянного зацепления (фиг. 3, г), для всех передач возможно применение
не закрепленных на валах шестерен с косыми зубьями.
Переключение осуществляется скользящими муфтами с кулачками,
что устраняет возможное повреждение шестерен в случае переключения
скользящими шестернями.
ш-
Фиг. 3. Наиболее распространенные конструкции четырехступенчатых коробок передач
(римскими цифрами указаны соответствующие передачи).
Четырехступенчатая передача с постоянно разделенными ведущими
и ведомым валами без прямой передачи (два вала) показана на фиг. 4, а.
Эта схема применяется в случаях, когда не требуется особенно большого
передаточного числа, т. е. когда необходимое передаточное число может быть
получено с одной парой шестерен. Приведенная конструкция отличается
указанной особенностью от схем, показанных на фиг. 3, б — г, где
преобразование осуществляется с помощью двух пар шестерен, причем первая пара
находится в постоянном зацеплении. Такое конструктивное выполнение
(фиг. 4, а) весьма часто применяется на тракторах, где вопрос уменьшения
шума работы коробки передач не имеет большого значения. Схема является
также благоприятной в случае привода от коробки передач на передние
и задние колеса автомобиля.
Четырехступенчатая коробка передач с постоянным зацеплением ведомой
шестерни промежуточного вала (фиг. 4, б) позволяет уменьшить массы
переключаемых деталей, но имеет тот недостаток, что из-за постоянного
зацепления с ведомым валом промежуточный вал на всех передачах будет
399

иметь высокое число оборотов. В смысле шума при работе рассмотренная
конструкция также является неблагоприятной.
Особенность переключения сдвоенными муфтами (фиг. 4, в) состоит в том,
что при такой схеме с тремя парами шестерен можно реализовать четыре
передачи при относительно малых общих размерах. Переключение возможно
Фиг. 4. Различные типы конструкций коробок передач (римскими цифрами указаны
соответствующие передачи).
или при наличии вспомогательных (синхронизирующих) приспособлений,
или при механизме свободного хода, когда в момент переключения часть
шестерен отсоединяется и не должна ни ускоряться, ни замедляться.
На фиг. 4, г показана схема с переключением несколькими муфтами,
*при котором четырьмя парами шестерен получается восемь передач.
Планетарные коробки передач
Собственно преобразующее звено планетарных коробок передач
планетарного типа имеет весьма малые размеры. По этой причине в
автомобилестроении снова возвращаются к использованию планетарных передач.
Переключение коробки передач Wilson (фиг. 5, а) происходит с помощью ленточных
тормозов. В коробке передач Cotal (фиг. 5, б) для переключения передач служат
магнитно-фрикционные сцепления.
Коробка передач Hydromatic (фиг. 5, в) для той же цели имеет фрикционные сцепления
и ленточные тормоза.
* Однако применение планетарных коробок передач не является абсолютно
выгодным, поскольку такие передачи относительно дороги в изготовлении
и обеспечивают только постоянные передаточные отношения; бесшумность
работы в этом случае при большем числе передач также трудно достижима.
400

Фиг. 5. Планетарные коробки передач (римскими цифрами обозначены
соответствующие передачи).
26 Бюссиен
401

Фиг. 6. Способы предварительного соединения шестерен.

Средства для снижения шума шестерен
В этой области с появлением шестерен с косыми и шлифовальными зубьямн
удалось достигнуть значительных успехов. Шестерни с прямыми зубьями
в часто используемых передачах в настоящее время применяют весьма мало.
Косые зубья применяются не только для шестерен постоянного зацепления,
Фиг. 7. Конструкции переключающих устройств:
а — многодисковое магнитно-фрикционное сцепление; б — фрикционное сцепление, работающее за счет
давления масла; в — многодисковое фрикционное сцепление; г — фрикционное сцепление (с
механическим замыканием); 1 — нажимной диск; 2 — внутренние зубья; 3 — внутренние диски; 4 — наружные
диски; 5 — наружные выступы; 6 — замыкающая масса; 7 — обмотка; 8 — токоподводящая щетка;
9 — упорный кожух; 10 — отжимная пружина; 11 — поршень; 12 — нажимное кольцо; 13 — кожух;
14 — наружные ведущие шпильки; 15 — канал для подвода масла.
но и для скользящих шестерен. В последнем случае углы наклона винтовой
линии зубьев и шлицев, по которым скользит соответствующая шестерня,
делают одинаковыми. Потребная в этом случае осевая сила для сдвига
шестерни должна быть несколько увеличена. Скользящая шестерня, несмотря
на наличие косых зубьев, при работе не выходит из зацепления.
Шум от шестерен может быть также значительно снижен, если каждую
шестерню расположить на своих опорах, в результате чего прогибы валов
будут существенно уменьшены (схема Aphon). В прежние годы эта схема
была довольно широко распространена.
Имеются синхронизаторы различных конструкций (фиг. 6).
На фиг. 6, а показан способ предварительного соединения шестерен при
нажимном усилии, ограниченном силой пружины.
Имеются способы предварительного соединения шестерен с
неограниченным нажимным усилием (фиг. 6, б — д).
26*
403

В способах, показанных на фиг. 6, а, в, г, кольцо 1 с зубьями передвигает
трущуюся деталь 3 через шарик и пружину 2 к конусу 4. В другом случае
(фиг. 6, д) трущаяся деталь 3 прижимается к конусу 4 зубчатой муфтой 9
через пружину 2 и палец 10. При способе, показанном на фиг. 6, в, трущаяся
деталь 3 с упорами 7 поворачивается и прекращает смещение кольца /
до совместного вращения валов 5 и 6.
По другому способу (фиг. 6, г) запирающий шарик вдавливается (в
радиальном направлении) в канавку 8 и прекращает смещение кольца / до совместного
вращения валов 5 и 6.
Примеры конструктивного выполнения переключающих устройств
(фрикционных сцеплений) показаны на фиг. 7, а — г.
Пути развития конструкции шестеренчатых передач
Шестерни, переключаемые при осевом смещении, прежде всего должны
иметь возможно больший модуль, что уменьшает повреждения зубьев при
переключении. Весьма важно также выдержать минимальным расстояние
между опорами у валов и, таким образом, снизить шум при работе шестерен.
Следует стремиться к большим значениям межосевых размеров, так как это
сокращает продольные размеры узла шестерен.
В случае применения шестерен с косыми зубьями для достижения лучшего
перекрытия угол наклона зубьев выбирают возможно большим. Ограничением
в этом выборе являются допустимые осевые нагрузки на подшипники и
предельные возможности зубчатого зацепления. Величину перекрытия зубьев
(косых) не рекомендуется делать меньше 1,2.
При шестернях постоянного зацепления модуль выбирают исходя из
удовлетворительной прочности зуба на изгиб и допускаемых напряжений
по поверхностному разрушению. Назначать величину модуля с запасом,
как при скользящих шестернях, в данном случае нет необходимости.
Целесообразно выбрать параметры сперва наименьшей ведущей шестерни, а затем
наименьшей ведомой шестерни, причем не рекомендуется назначать число
зубьев менее четырнадцати.
Передаточные числа коробок передач
Число передач в коробках передач различных типов составляет от трех
до шести. В США, при используемых там двигателях с большим литражом,
почти всегда применяются коробки с тремя передачами. С
усовершенствованием дорожного покрытия все чаще стали ограничиваться для легковых
автомобилей только четырьмя передачами, а для грузовых автомобилей —
пятью или шестью передачами при наличии повышающей ступени, которая
используется только для продолжительной езды по шоссе.
Если такая передача применяется как дополнение к коробке передач,
то ее называют ускоряющей передачей (Overdrive). Используя такую передачу
при высоких скоростях автомобиля, можно одновременно снизить число
оборотов двигателя, т. е. более экономично использовать двигатель.
На грузовых автомобилях необходимо иметь пять или шесть передач.
При этом пятая или шестая передача применяется как ускоряющая, при
движении автомобиля без груза. Общий диапазон передаточных чисел,
определенный по предельным скоростям движения этих автомобилей, при
пяти и шести передачах достигает 1 : 9, а для автомобилей очень большой
грузоподъемности 1:11.
В табл. 1 приводятся примерные передаточные числа для автомобилей
различных типов.
На фиг. 8 показана мощность автомобиля при различном числе передач.
404

Таблица 1
Примерные передаточные числа коробок передач автомобилей различных типов

Количество
передач
3
4
4
5
5
6
6
Тип
автомобилей
Легковые
Грузовые и
автобусы
То же
«
Передача
Первая
3—3,8
3,7—4,2
4,5—5,8
8,0-9,0
5,0-5,8
8,0—9,0
5,5—6.0
Вторая
1,6—1.8
2,0-Я7
2,8-3.5
4,0-5,0
3,0—3.2
5,0-6,0
3,5—3,8
Третья
1
1,4—1,5
1,5—1,9
2,5-2,8
1,5—17
3,5—4.0
2,0—2,5
Четвертая
1
1
1,3—1,45
1
2,0—2,5
1.3—1.6
Пятая
_
—
—
1
0.65—0,72
1.3—1.5
1
Шестая
_
—
—
—
—
1
0.6—0,75
Задний
ход
3,5—5,0
3.0—4.5
4.0—6,0
8 0—9 0
5.0-5,8
8,0—9,0
5.0—5.5
Расчет на прочность1
Для определения шага зубьев необходимо сперва выбрать наименьшую
шестерню и рассчитать ее на прочность.
J*> 1
Щ
10
0
60
50\
Щ
30
20
10
0
60
50}
U0
30
20
10
0
60
50
ЦО
30
20
10
0
i
И
и
1 1
■ 1 ■—
mm
60 км/vac
I И Ш
I Л Ш
Фиг. 8. Мощность при движении авто Фиг. 9. Значения допускаемых напряжений:
мобиля с различным числом передач: а _ пер|>ая передача. б _ вторая вередача; в_ третм
а — мощность двигателя- 6 — мощность, передача; г — постоянная включенная передач*
затрачиваемая на сопротивление движе- ^~ легковой автомобиль; // — грузовой автомобиль;
нию; в — бесступенчатая коробка передач; '** — тягач.
г — четырехступенчатая коробка передач;
д — трехступенчатая коробка передач;
€— двухступенчатая коробка передач.
Рассчитывают зацепление на наивысшую допустимую нагрузку на изгиб
в основании зуба в месте его закругления, причем предполагают, что нагрузка
действует на зуб под углом 30°.
Если толщина основания зуба в указанном сечении известна, то
допустимые предельные значения напряжений на изгиб <з6 и контактных
напряжений рн по Герцу можно принимать в соответствии с фиг. 9.
1 Изложенные ниже прочностные расчеты не учитываю! целого ряда факторов и являются
весьма приближенными. Прим. ред.
405

При этом следует учитывать тип автомобильного двигателя: четырех,
тактный карбюраторный, дизель и т. д.
Допускаемые напряжения для различных передач при расчете принимают
отличающимися одно от другого.
При этом предполагается, что в качестве материала шестерен
используются стали ECN 45, ЕСМО 100 или ЕС 100 при твердости HR = 62 -г- 64
(по принятой в СССР маркировке к этим сталям соответственно близки
стали 12ХНЗ, 18ХГМ с повышенным содержанием хрома и 18ХГ. Прим.
перев.).
z=5/
кг/мм*
150.
100.
50.=
0.
Фиг. 10. Напряжения в зацеплении.
Ш
I Л Ш Ш Y Ш
Фиг. 11. Относительное время
использования передач на грузовых
автомобилях и тракторах:
/ — грузовой автомобиль,
четырехступенчатая коробка передач: 2 — грузовой
автомобиль, пятиступенчатая коробка передач;
3 — трактор, шестиступенчатая коробка
передач.
Необходимо также, чтобы закругления
у основания зубьев были сделаны
тщательно, без острых рисок.
Когда число зубьев для проектируемой
передачи выбрано и рассчитано,
необходимо для дальнейшего уточнения повторить расчет, стремясь к тому, чтобы
величины напряжений для отдельных пар шестерен были бы примерно равны
одна другой.
Как показывает пример (фиг. 10), за счет правильного выбора числа
зубьев возможно уменьшить их ширину, не допуская перегрузки шестерен,
и достигнуть выравнивания напряжений на отдельных участках
преобразующего механизма.
Примерная относительная продолжительность работы коробок передач
на отдельных передачах может быть определена по фиг. 11.
Если предварительные расчеты дают неудовлетворительный результат,
то их следует повторить, задавшись другим расстоянием между валами.
После выбора параметров шестерен намечают расположение опор валов
и затем определяют величины одновременно действующих напряжений от
кручения и изгиба по формуле:
где
е = 0,35 + 0,65
Мь)
°доп
406

для той преобразующей ступени, в которой возникает наибольший
изгибающий момент.
Следует также определить при этом значения упругого прогиба, так как
он обусловливает появление шума при работе шестерен.
После того как окончательно определены размеры шестерен и валов,
приступают к выбору схемы опор и типов подшипников. Если кожух коробки
передач должен иметь разъем в плоскости осей валов, то подшипники нужно
поместить в специальные неразъемные стальные стаканы. При стягивании
разъемного кожуха следует обеспечить условия, гарантирующие нормальную
работу подшипника; в частности, не допускается деформация подшипника,
которая может привести к эллиптичности его наружного кольца.
Подшипники надо тщательно закрывать изнутри (с помощью, например,
уплотнения, применяемого в случае сквозного вала) и снаружи какой-либо
плоской шайбой. Уплотнения не должны иметь заусенцев или иных
неровностей, которые в процессе переключения шестерен могут попасть на беговую
дорожку подшипников.
Более совершенным является изготовление кожуха как одно целое с
крышкой и размещение подшипников непосредственно в гнездах кожуха. Такой
способ изготовления дешевле и проще для заводского производства.
Крепление вала в подшипниках должно исключать осевое смещение при
наличии осевых сил. Для восприятия осевых сил наиболее пригодны упорные
подшипники.
Валы под скользящие шестерни делают с профильными шлицами; они
имеют шесть, восемь или десять шлицев.
Кожухи коробок передач желательно изготовлять из легких сплавов.
Если экономия в весе не имеет значения, то для снижения стоимости
изготовления используют чугунное литье.
В самой нижней точке кожуха коробки передач предусматривается
сливная пробка для спуска масла, а на определенной высоте — пробка
для контроля уровня заливки масла.
Последнее приспособление позволяет не применять для измерения уровня
масла особую контрольную линейку. Высота уровня масла назначается
в соответствии с положением коробки передач. Вполне достаточно, если
меньшая из шестерен на промежуточном валу частично погружена в масло.
Рекомендуется также иметь достаточно большой запас масла, чтобы избежать
его преждевременного старения.
В качестве смазки почти повсеместно применяются высококачественные
нежидкие минеральные масла, но не консистентные смазки.
Коробки передач легковых автомобилей
Развитие конструкций коробок передач показывает, что к настоящему времени при
стандартизации деталей и узлов передач еще возможны новые существенные их усовершенствования.
Для Европы совершенно очевидным является стремление к увеличению числа передач.
При этом желательно по возможности облегчить обслуживание таких многоступенчатых
коробок.
В качестве типового примера дешевой коробки передач, применяемой на малолитражных
автомобилях, рассмотрим конструкцию, показанную на фиг. 12, а. В этой коробке нет
устройств для облегчения переключения, однако дл-я достижения бесшумности работы на всех
передачах установлены шестерни с косыми зубьями.
С целью уравновешивания осевых сил шестерен спиральные шлицы на валу имеют тот же
шаг, что и шестерни.
На фиг. 12, б показана конструкция, в которой вторая передача включается кулачковой
(зубчатой) муфтой. В данном случае для достижения необходимой бесшумности работы
применены шестерни с шевронными зубьями; эти шестерни весьма быстро получили распространение
в Англии. Их изготовление, однако, не является очень технологичным. Такие шестерни
обладают той особенностью, что в процессе переключения не допускают осевого перемещения.
На фиг. 12, в изображена американская трехступенчатая коробка передач, причем для
включения второй и третьей передач имеется синхронизирующее устройство с коническими
поверхностями трения. Шестерня первой передачи установлена на валу со спиральными
шлицами и имеет косые зубья.
407

В другой американской коробке передач со второй передачей на ведомом валу (фиг. 12, г)
между второй и третьей передачами установлен синхронизатор.
В новейшей четырехступенчатой коробке передач (фиг. 13, а) все передачи имеют
шестерни с косыми зубьями и снабжены синхронизаторами.
Коробка передач Daimler-Benz (фиг. 13, б) также имеет все синхронизированные
передачи, а бесшумность в ее работе достигается применением косозубого зацепления. В коробке
передач Adler (фиг. 13, в) для включения третьей и четвертой передач используется особое
устройство с цилиндрическими пальцами, проходящими через отверстия в шестернях третьей
Фиг. 12 Трехступенчатые коробки передач:
/ — повышающая планетарная передача; 2 —
вспомогательное переключающее устройство; 3 — механизм
свободного хода.
и четвертой передач. В этой коробке все шестерни постоянного зацепления, и включение первой
и второй передач осуществляется скользящей кулачковой муфтой на промежуточном валу.
Коробка передач типа ZF-Aphon (фиг 14, а) характеризуется бесшумностью работы
,ia всех четырех ступенях. Для уменьшения прогиба валов шестерни опираются не на валы,
а непосредственно на опоры, размещенные в кожухе. Во внутренней части шестерен размещены
многодисковые синхронизаторы. Такое устройство при переключениях обеспечивает отсутствие
рывков и бесшумность.
В коробке передач BMW (фиг. 14, б) на всех ступенях имеются различного типа
устройства для облегчения переключения. Расположенные слева третья и четвертая передачи
снабжены коническими синхронизаторами. Для облегчения переключения на первую и вторую
передачи используется механизм свободного хода, который не может быть блокирован, из-за чего
при движении на первой и второй передачах приходится уделять особое внимание тормозам.
408

Фиг»' 13.
Четырехступенчатые коробки передач.
409

Выше были рассмотрены коробки, в которых для облегчения переключения
использовались скользящие (кулачковые) муфты и различные выравнивающие устройства
(синхронизаторы).
Для облегчения управления могут быть избраны и другие пути. Так, например, в
конструкции, показанной на фиг. 15, а, за счет использования специального вакуумного устройства
значительно увеличивается сила переключения, что позволяет осуществлять переключение
Фиг. 14. Чертежи четырехступенчатых коробок передач.
слабым нажатием пальцев на маленький рычажок, установленный на щитке приборов. В
другой конструкции (фиг. 15, б) сила давления пальца водителя преобразуется электровакуумным
устройством.
Приведенные конструкции позволяют составить представление о переключающих
устройствах, в которых можно получить достаточное, но все же ограниченное усилие для
переключения передач. В качестве другого примера может быть приведена коробка передач Kreisler-М-б
(фик 16), в которой автоматическое переключение передач (/ — IV) осуществляется за счет
давления масла при электрическом избирательном устройстве. Конструкция обладает тем пре-
410

имуществом, что ее положение относительно места водителя не имеет значения. Такие коробки
передач удобны, например, при заднем расположении двигателя. По аналогичному принципу
было ранее выполнено устройство для облегчения переключения передач в пятиступенчатой
коробке передач May bach (фиг. 17). Эта коробка представляет собой сочетание двух
переключаемых агрегатов, содержащих кулачковые муфты, с обычным шестеренчатым приводом для
первой понижающей передачи и заднего хода, которые обслуживались с помощью переключающего
рычага, а остальные передачи — рычагом на рулевой колонке за счет использования вакуума
во впускном патрубке двигателя (фиг. 18 и 19). Переключение от одной ступени к другой осу-
Фиг. 15. Устройства,
облегчающие переключение
передач.
ществляется избирательным устройством и достигается разъединением предыдущей передачи
подготовлением последующей передачи, а затем ее включением. Для разъединения передачи
водитель снимает ногу с педали подачи топлива. При этом разгруженная кулачковая муфта
перемещается из положения, соответствовавшего прежней передаче, в новое положение. Если
при последующем включении кулачковой муфты имеется разница в числах оборотов
сопрягаемых частей муфты, то плоские скосы на торцах кулачков будут препятствовать включению до тех
пор, пока в результате изменения числа оборотов двигателя не удастся достигнуть одинаковой
скорости вращения соединяемых частей муфты. Лишь после этого произойдет окончательное
включение.
Ниже показаны типы конструкций, в которых ступени выполнены шестернями постоянного
зацепления, а переключение осуществляется с помощью фрикционных устройств.
Весьма распространенной является планетарная коробка передач Wilson (фиг. 20). Она
представляет собой несколько взаимодействующих планетарных ступеней. Коробка имеет
четыре передачи для движения вперед и одну для заднего хода (фиг. 21, а). Передачи
соответственно обозначены: /, //, ///, IV и 3. X.
Все шестерни коробки находятся в постоянном зацеплении; понижающие ступени или
передачи коробки вводятся в действие с помощью тормозов, выполненных в виде четырех барабанов.
Каждый барабан обслуживает одну планетарную ступень. Предварительный выбор нужной
передачи производится установкой маленького рычага под рулевым колесом в желаемое положение.
411

Для включения выбранной передачи водитель кратковременно нажимает и отпускает
педаль, установленную на месте обычной педали сцепления. При этом совершенно исключен
одновременный выбор и включение двух ступеней.
Первая передача. Предположим сперва, что передачи заднего хода (3. X.) нет.
Шестерня Sx жестко связана с валом двигателя /. Ее сателлиты Рх расположены на водиле 0ъ
которое жестко соединено с ведомым валом. Снаружи расположена коронная шестерня Аг.
На первой передаче эпициклическая шестерня Аг заторможена и остается неподвижной, тогда
как остальные коронные шестерни коробки передач могут свободно вращаться. Поэтому
водило 0г приводится во вращение через сателлиты.
Вторая передача. Солнечная шестерня «S2 второй передачи, так же как и
шестерня Бг первой передачи, жестко соединена с валом двигателя. Сателлит Р2 расположен
на водиле 02, которое жестко соединено с коронной шестерней Ал. Если тормоз шестерни А
Р '
тая
80
60
28
-(
г-
Т~
\
\
\
■Идеальная
f
I
\
А
rll
\
\
ш
f
\
придай
-
. rf£
_
N
j
L
О W U0 60 80 2L о,
"max '*
Фиг. 16. Четырехступенчатая коробка передач с гидромуфтой и сцеплением для отключения
ведомой части гидромуфты (р — тяговая сила; v — скорость движения).
освобожден, а тормоз шестерни А2 затянут, то сателлит Р2 вращается и через водило 0*
увлекает за собой коронную шестерню Аъ которая через сателлит Рг и водило О, приводи!
во вращение ведомый вал 2 коробки передач. В отличие от режима работы на первой передаче
водило ОЛ теперь имеет более высокую скорость вращения и соответственно передает меньший
крутящий момент.
Третья передача. Эта передача связана со второй, а именно коронная шестерня А9
третьей передачи соединена с водилом 02 второй передачи.
Далее сателлит Р3 через водило 03 связан с коронной шестерней Л2, а солнечная
шестерня S3 соединена с наружным тормозом Вг. Если тормоз В3 неподвижен, то солнечная
шестерня 59 останавливается, а коронные шестерни А2 и At могут свободно вращаться.
Привод от двигателя осуществляется через солнечную шестерню 52, сателлит Р2, водило О,
и шестерню Л3. Поэтому сателлит Рд будет вращаться; так как шестерня Ss неподвижна,
то водило О3 также будет вращаться и увлекать за собой шестерню А2. Дальнейшее
преобразование происходит так же, как и на второй передаче. В результате скорость вращения ведомого
вала коробки передач возрастает, а крутящий момент еще более уменьшится.
Четвертая передача. На четвертой, прямой передаче все тормозные барабаны
вращаются свободно. Часть С3 сцепления, жестко связанная с солнечной шестерней,
соединяется с другой частью С4 сцепления, поэтому все солнечные шестерни имеют то же число
оборотов, что и вал двигателя. Поэтому вся планетарная передача будет вращаться как одно целое,
с одинаковой скоростью, в том числе водило 0г и ведомый вал 2.
Задний ход. Для большей наглядности рассмотрим работу коробки передач со стороны
Вй O 0 К
д рр ру р р
ведомого вала. Ведомый вал соединен как с водилом Ov так и с водилом
р
Коронная
шестерня А # останавливается с помощью тормоза, а шестерня А1% жестко соединенная с
солнечной шестерней 5^, вращается свободно. Поэтому шестерня Аг увлекает за собой шестерню SR
и вращает ее в том же направлении, что и ведомый вал, однако с более высокой скоростью.
Шестерня Аг обгоняет водило 0ъ и в результате солнечная шестерня St, а с ней и вал
двигателя начнут вращаться в обратном направлении. Иными словами, при работе двигателя
и заторможенной шестерне AR коробка передач обеспечивает получение заднего хода.
Конструкция тормозов в коробке передач (фиг. 22, а—в) выполнена так, что опоры не несут
значительных нагрузок. Каждый тормоз состоит из почти полностью замыкающегося
внутреннего тормозного кольца, которое с помощью шарнира и тяги прикреплено к кожуху коробки
передач. Внутреннее кольцо заключено в наружное кольцо, которое, в свою очередь, также
жестко связано с кожухом коробки передач замком. Замок размещается диаметрально
противоположно месту крепления тяги внутреннего тормозного кольца. Поэтому к тормозному
412

Фиг. 17. Коробка передач с обгонными кулачковыми муфгами и с вакуумным
переключением передач.
Фиг. 18. Схема вакуумного переключения:
/ _ впускной трубопровод двигателя; 2 — трубопровод; 3 - отвод воздуха
нз картера двигателя; 4 — кожаное уплотнение; 5 — вакуум-цилиндр, 6 —
вакуумный резервуар (аккумулятор); 7 — распределитель; 8 — вентиль.
Задний хад
1.Ь,5
Движение бперед
Та /'4,5
Фиг. 19. Схема переключения
передач коробки передач
May bach:
А — положения рычага на
рулевом колесе; В — положения
переключающего рычага.
413

Фиг. 20. Планетарная коробка передач Wilson с тормозами
для переключения передач.
- Ш(пряная)
Фиг. 21. Схема работы коробки передач Wilson:
1 — вал двигателя; 2 — ведомый вал.
414

барабану приложены две силы, действующие в противоположных направлениях, но в одной
плоскости, и это разгружает опоры планетарных передач от воздействия крутящего момента.
Устройство для выбора передачи в коробке является оригинальным. Каждая из четырех
планетарных передач составлена из стандартных деталей. Введение в действие тормозов,
осуществляющих включение передач, производится от распределительного валика, сделанного
так, что одновременное включение двух передач совершенно исключено. Распределительный
валик приводится во вращение от рычажка предварительного выбора передач, установленного
на рулевой колонке.
Эксплуатация показала, что продолжительность переключения передач в коробке Wilson
значительно меньше, чем в случае обычной коробки передач со скользящими шестернями;
поэтому автомобиль с планетарной коробкой Wilson имеет более высокие скорости при разгоне.
Фиг. 22. Устройство ленточных тормозов коробки
передач Wilson:
/ — крепление тормозных лент; 2 — тормозные ленты;
3 — место присоединения педали; 4 — место
присоединения устройства для предварительного выбора
передачи; 5 — распределительный валик; 6 — пружина;
7 — захват; 8 — установочный рычаг; 9 — тяга; 10—
коленчатый рычаг; // — кулачок распределительного
валика; 12 — вал педали.
В планетарной коробке передач Cotal (фиг. 23) переключение передач осуществляется
с помощью электромагнитных сцеплений. Принципиальная разница между коробками передач
Wilson и Cotal состоит в том, что в последнем случае при переключении передач отпадает
необходимость в приложении усилия на педаль. В этом отношении коробка передач Wilson, как
известно, подобна обычным коробкам. В отличие от обычного процесса переключения,
состоящего из разъединения предыдущей передачи, выбора последующей передачи и включения
ее в коробке передач Cotal за счет электромагнитного переключения, по времени отпадают
операции выбора и включения. Такой способ управления ступенчатой коробкой передач
является почти идеальным.
В шести ступенчатой коробке передач с повышающей ступенью, показанной на фиг. 24,
применены электромагнитные сцепления малого диаметра. Шестерни изготовлены, как и для
обычной коробки передач, обеспечивающей бесшумную работу. За счет уменьшения
поперечного сечения коробки передач удается расширить пространство для ног в передней части кузова.
Переключение передач осуществляется электромагнитным способом, от маленького
электропереключателя, помещенного под рулевым колесом. Переключатель непосредственно воздействует
на сцепления.
Эту коробку передач можно дополнить центробежным устройством для переключения,
и тогда она будет работать полуавтоматически. Однако пригодность этой коробки для
использования на автомобиле в городских условиях еще не проверена.
Получившая распространение коробка передач Monodrive (фиг. 25) работает в следующей
последовательности. Передачи для движения вперед (фиг. 25) включаются при
кратковременном уменьшении нажатия на педаль подачи топлива, после того как достигнуто минимально
устойчивое число оборотов двигателя.
Возможно также переключение с первой передачи на прямую и, например, движение
на второй передаче при скорости свыше 60 км/час без последующих переключений. Обратные
переключения происходят полуавтоматически,, на первую передачу — при скорости примерно
17—9 км/час.
Предусмотрена также вспомогательная педаль для обратных переключений, необходимых
в гористой местности, когда при относительно высокой скорости движения желательно
переключиться с прямой передачи на вторую.
415

Фиг. 23.
Четырехступенчатая коробка передач
Cotal с магнитными
сцеплениями.
Фиг. 24. Шестиступенчатая коробка передач с магнитным переключением
и повышающей передачей.
Фиг. 25. Планетарная коробка передач Monodrive с центробежными сцеплениями.

Двигатель соединяется непосредственно с коробкой передач, в которой имеются два
сцепления. На первой передаче (фиг. 26, б) при нажатии на педаль подачи топлива центробежное
сцепление 1 маховика 2 начинает вращаться с увеличивающимся числом оборотов, и
крутящий момент через механизм свободного хода передается валу 3. Далее крутящий момент через
связанную с валом шестерню 4 передается сателлиту планетарной передачи, а от него шестерне 5,
расположенной на карданном валу 6. Реакция планетарной передачи сообщается от шестерни 7
поперечному валу 8, снабженному механизмом свободного хода, передающим реакцию кожуху
коробки передач.
Третья шестерня 9 сателлита находится в зацеплении с шестерней 10 на полом валу /7,
внутри которого проходит вал 3 (фиг. 26, а). На конце полого вала 11 расположено второе
сцепление 12, включающееся за счет действия центробежных сил при достижении
определенного числа оборотов (соответствующего скорости движения около 17 км/час).
г)
Фиг. 26. Схема работы коробки передач Monodrive.
Так как передаточное число между шестернями 4 и 10 составляет 2 : 1, то ведущим будет
являться сцепление У, а сцепление 12 проскальзывает, так как оно устроено так, что вступает
в действие не постепенно, а резко (за счет запорного устройства).
Если теперь, т. е. после начала вращения сцепления 12, кратковременно освободить педаль
подачи топлива, то сцепление / отсоединяется механизмом свободного хода 13', а сцепление 12
воспримет на себя полную нагрузку. До этих пор планетарная передача не вступит в действие.
На фиг. 26, г показана коробка на режиме прямой передачи. Если при включенной второй
ступени уменьшается нажатие на педаль подачи топлива, то шестерня 9 также начнет
вращаться, в результате чего реактивная сила на планетарной передаче изменяет свое
направление на обратное. На поперечном валу 8 установлен механизм свободного хода, и вся
планетарная передача будет вращаться в том же направлении, что и шестерня 7, но быстрее ее. Поэтому
пружинная лента сцепления 14 растянется и соединит планетарную передачу с вращающимся
барабаном (стрелками на фиг. 26, г показано направление передаваемых сил). Если желательно
переключиться с прямой на вторую передачу, не уменьшая скорости движения, то следует
с помощью специальной педали переключения выключить кулачковое сцепление 15,
вследствие чего барабан отсоединится от карданного вала. Задний ход включается от руки (фиг. 26, в).
Скользящая муфта 16 соединяется с шестерней 17, вал 3 и шестерня 10 не могут больше
вращаться относительно кожуха. В результате включения муфты 16 выключается сцепление 15
и механизм свободного хода на поперечном валу.
Поэтому планетарная передача вступает в действие: ее шестерня 9 будет вращаться вокруг
неподвижной шестерни 10, воспринимающей теперь реакцию. В положении холостого хода
все соединения (10, 15 и на валу 8) выключены.
Коробка передач Kreis (фиг. 27) имеет четыре передачи и групповое переключение; поэтому
она обладает рядом преимуществ по сравнению с трехступенчатой автоматической коробкой
в части выбора более высоких понижающих ступеней при движении на улицах со
значительными подъемами и при больших нагрузках. Передаточные числа в коробке передач
постоянные, как и в обычной четырехступенчатой коробке передач, причем первая передача не является
автоматической и вводится в действие в особых случаях, например когда предстоит движение
по улице с крутым подъемом.
27 Бюссиен 417

В экономическом отношении такое групповое переключение, несмотря на большее число
переключаемых ступеней, не увеличивает стоимости изготовления агрегата, поскольку
применяются только простое сцепление для начальной стадии движения и два переключающих
сцепления, в совокупности дающие полностью автоматическую трехступенчатую
шестеренчатую коробку передач. Коробка передач связана с двигателем через упругое
соединение — металло-резиновый диск, который гасит возможные колебания сцепления при
переключениях. Металло-резиновый диск 1 (фиг. 27) является одновременно опорой коробки пере-
10 11 12 13 74 15 16 17
\ I \ \ \ \ \
Разрез по ЯД
Фиг. 27. Четырехступенчатая коробка передач Kreis с центробежными
сцеплениями и механизмами свободного хода..
дач; своими зубьями внутреннего зацепления при установке коробки передач на автомобиле
диск соединяется со специальными наружными зубьями, нарезаемыми на фланце коленчатого
вала. С диском / постоянно связан цилиндрический корпус 22 с венцом 2 привода от стартера.
Эти детали в совокупности служат маховиком двигателя. На цилиндрическом корпусе,
увеличивая его маховую массу, размещены центробежные колодки 19, удерживаемые спиральной
пружиной 1ь первого сцепления Колодки мо[ут перемещаться в радиальном направлении.
Первое сцепление вступает в действие на начальной стадии движения При пуске двигателя
и при малом числе оборотов спиральные пружины не дают колодкам перемещаться.
Когда число оборотов двигателя превысит число оборотов холостого хода и достигнет
значения, при котором двигатель уже развивает некоторую мощность, центробежные колодки,
смещаясь в радиальном направлении, приходят в соприкосновение с охватывающим их
корпусом 20 и увлекают его за собой
Такой режим соответствует автоматическому включению первой передачи коробки, и
автомобиль начнет разгоняться.
418

'н
V
4дес
-■I
пь,
■п
/ai
' И
Ш
Ш
Крутящий момент при этом передается через пары шестерен 16, 3 и 8, 10 и далее на
ведомый вал 9. Одновременно через понижающие ступени (шестерни 16, 3 и 4, 15) приводится во
вращение с уменьшенным числом оборотов сцепление включения второй передачи, имеющее
кольцевую накладку 21 и жестко соединенное с шестерней 15.
После разгона на первой передаче или после того, как водитель воздействует на коробку
с целью быстрейшего перехода на следующую передачу (о чем будет сказано ниже), второе
сцепление соединяется с двигателем вследствие взаимодействия кольцевой накладки 21 с
вращающимся корпусом 22.
Мощность передается при этом через шестерни 15, 4 и 8, 10, которые в совокупности
обеспечивают движение автомобиля на второй передаче. Встроенный в шестерню 3 механизм
свободного хода действует так, что эта шестерня не препятствует вращению промежуточного
вала 5. На второй передаче главный ведомый вал 9, вращаемый через шестерни 15, 4 и 8, 10,
будет иметь более высокое число оборотов до тех пор, пока переключающее сцепление не
обеспечит включения третьей или прямой передачи и своей кольцевой накладкой 23 не соединится
с цилиндрическим корпусом 22.
£
Ртах
5
4
3
2
1
О 0,2 0,4 0,6 0,8 1
Фиг. 28. Четырехступенчатая коробка передач Hydramatic с планетарными передачами
и гидромуфтой (римскими цифрами обозначены соответствующие передачи)*
Силовой'поток в этом случае передается от двигателя через главный вал непосредственно
к ведомой части. Размещенный в шестерне -10 механизм свободного хода не препятствует больше
быстрому вращению главного вала коробки передач. Скользящая шестерня 7 промежуточного
вала показана в нейтральном положении. Если ее сместить в направлении стрелки а и ввести
в зацепление с внутренними зубьями соседней шестерни, то это обеспечит движение вперед.
Если шестерню 7 сдвинуть в направлении стрелки в, то она придет в зацепление с шестер! ей,
расположенной на дополнительном валу (на фигуре не показана), и через нее будет вращать
шестерню 10 и с ней вместе вал 9 со значительно меньшим числом оборотов» Это дает
упомянутую выше передачу для движения в трудных условиях. Для изменения направления вращения
ведомой части, т. е. для получения заднего хода, применяется скользящая шестерня 12 на
главном валу коробки передач. Эта шестерня, показанная на фиг. 27 в нейтральнсм положении,
должна быть сдвинута в направлении стрелки в. Та же скользящая шестерня, передвинутая
в направлении стрелки а, дает режим торможения двигателем. Шестерня 10 находится при
этом в соединении с главным валом 9 коробки передач, а механизм свободного хода 11
выключен. Легкое и безударное включение при движении обеспечивается за счет соответствующей
формы зубьев и кулачков.
В коробке передач имеется устройство, с помощью которого автомобиль может быть
блокирован при остановке на подъеме. Чтобы в этом блокированном положении можно
было пользоваться рычагом выбора передач, в коробке имеется отдельное разъединяемое
соединение £> которое обслуживается от поворотного вала 13. Блокировка осуществляется
автоматически через оба механизма свободного хода 14 и 11. После того как показано
устройство коробки передач, следует отметить, что на режимы ее работы влияют число
оборотов и величина крутящего момента двигателя. Влияние числа оборотов, как было
показано выше, достигается за счет масс 17, расположенных на вращаемой двигателем
части и перемещающихся под действием центробежных сил.
Благодаря такому устройству водитель имеет возможность допускать переключения
передач в желаемых областях скоростей. Накопленный опыт позволил разработать
конструкцию (см. разрез АА), в которой величина крутящего момента также оказывает
влияние на режимы переключения коробки передач.
В качестве примера полностью автоматической коробки передач, работающей за счет
давления масла, может быть названа широко распространенная в США передача hydramatic
(фиг. 28). На графике р — тяговая сила; v — скорость движения.
В связи с улучшением качества дорог все чаще вводят в коробку передач
дополнительную ступень „для дальних поездок", или ускоряющую передачу (Overdrive).
Одной из первых такая ускоряющая передача с переключением обгонной кулачковой?
муфтой (фиг. 29) была применена фирмой Maybach.
27*
419,

Фиг. 29. Ускоряющая передача Maybach.
Фиг. 30. Ускоряющая передача фирмы ZF:
— маслопровод к коробке передач; 2 — подвод масла
к «дальней передаче».

Конструкция аналогичной ускоряющей передачи показана на фиг. 30. Передаточное
отношение ее составляет 0,7—0,8. За счет расположения дополнительной (ускоряющей)
передачи позади коробки, как и в коробке передач May bach, может быть получено весьма.
необходимое в ряде случаев удвоение числа преобразующих ступеней.
Фиг. 31. Американская
ускоряющая передача.
Применяющиеся в США конструкции показаны на фиг. 31 и 12, в. В США
предпочитают такие ускоряющие передачи, переключение которых осуществляется на определенной
скорости автомобиля путем уменьшения нажатия на
педаль подачи топлива. Неудобство такого переключения
состоит в необходимости достижения определенных
скоростей движения для реализации прямого и обратного
переключения, что несколько ограничивает возможности
использования такой передачи.
На приведенных ниже графиках (фиг. 32—34)
показаны средние значения коэффициента
полезного действия, а также влияние количества
масла в коробке передач на потери мощности.
t°C
90
80
70
60
/
/
/\
/
/
Мекгм
Фиг. 32. Зависимость к. п. д. коробки передач от
крутящего момента Ме и чисел оборотов двигателя на
третьей и четвертой передачах.
1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 пп
Фиг. 33. Влияние количества
масла Q на температуру t коробки
передач (коробка передач Aphon-35,
четвертая передача /2= 3000об/мин).
2,0
V
1,0
0,5
1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 пп
Фиг. 34. Мощность, затрачиваемая
на взбалтывание масла при
установившемся тепловом режиме для
различного количества масла
{коробка передач Aphon G-35,
четвертая передача, п = 3000 об/мин).
-
^—
Коробки передач грузовых автомобилей
При значительном разнообразии конструкций коробок передач легковых автомобилей
еще трудно говорить о какой-либо их стандартизации или об установившемся типе чоробки
передач. Скорее можно сказать о стандартной схеме применительно к коробкам передач
грузовых автомобилей.
421

На фиг. 35 показана стандартная пятиступенчатая коробка передач фирмы ZF.
Другая шестиступенчатая коробка передач фирмы ZF (фиг. 36) с переключением всех
ступеней кулачковыми муфтами применяется в настоящее время на большей части немецких
автомобилей.
Фиг. 35. Пятиступенчатая коробка передач ZF с переключением кулачковыми
муфтами на третьей, четвертой и пятой передачах.
На автобусах устанавливаются коробки передач, переключаемые фрикционными
сцеплениями с электрическим дистанционным управлением. Коробка передач фирмы ZF (фиг. 37)
имеет шесть ступеней, выполненных в виде шестерен постоянного зацепления, переключаемых
фрикционными сцеплениями.
Фиг. 36. Шестиступенчатая коробка передач ZF с переключением
ковыми муфтами на всех передачах.
кулач-
Отбор мощности и раздаточные коробки передач
Для привода к насосу, подъемной лестнице, подъемнику и т. п. применяется
механизм отбора мощности, в большинстве случаев располагаемый сбоку или сверху
коробки передач.
422

-ш-
-Y-
-ш-
У
Фиг. 37 Шестиступенчатая коробка передач ZF с переключением фрикционными
сцеплениями на всех передачах (конструкция состоит из нескольких типовых
узлов).

Фиг. 38. Механизмы отбора мощности.
424

Конструкция для отбора мощности сбоку показана на фиг. 38, а и для отбора мощности
через крышку коробки передач (сверху) — на фиг. 38, б.
В качестве дополнительной коробки передач в случае привода на четыре колеса
грузового автомобиля для достижения высокой проходимости используются так называемые
раздаточные коробки (фиг. 39).
Фиг. 39. Раздаточная коробка передач с двумя
ступенями.
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Во всякой передаче произведение величины крутящего момента и числа
оборотов на ведущем валу, если не учитывать потерь в самой передаче,
должно быть равно произведению тех же величин на ведомом валу, т. е.
Мг = Mdlnx const = N2 = Md2n2const.
Если передаточный механизм только уменьшает число оборотов ведомой
части без соответствующего увеличения крутящего момента, то он не может
считаться передачей в точном смысле этого слова и не является только
передачей, допускающей проскальзывание, или просто проскальзывающим
сцеплением.
Если сущность всякой передачи состоит в изменении крутящего момента
за счет соотношения плеч механического или гидравлического рычага,
то назначением бесступенчатой передачи является постоянное изменение
отношения плеч этого рычага. Бесступенчатое преобразование момента никогда
не может быть получено только с помощью шестерен, так как число зубьев,
создающее передаточное отношение, не может непрерывно изменяться и всегда
должно быть целым числом. Преобразующее соотношение плеч рычага
может изменяться, естественно, внутри определенных границ. Возможности
преобразования 'внутри этих границ называют «областью передаточных
чисел». Передаточное число, под которым принято понимать отношение числа
оборотов ведущей части к числу оборотов ведомой части, может
увеличиваться от минимальных значений до бесконечности (при неподвижной ведомой
части) и далее принимать отрицательную величину (что соответствует
обратному вращению ведомой части). Оно может также приобретать значение,
равное единице (прямая передача), и может быть меньше единицы
(ускоряющая передача). В ступенчатых коробках передач прямой передаче обычно
придается особое значение, так как на прямой передаче преобразующие
средства отключаются, а ведущий и ведомый валы соединяются
непосредственно один с другим, способствуя увеличению к. п. д. почти до 100%.
При бесступенчатой передаче, естественно, также желательно иметь
подобное преимущество, тем более что к. п. д. бесступенчатых передач обычно
ниже, чем к. п. д. шестеренчатых передач.
425

Однако в бесступенчатой передаче режим передаточного числа 1 : 1
теоретически в весьма малой степени отличается от режима с каким-либо другим
передаточным отношением.
Ступенчатая передача с относительно малым числом передач позволяет осуществить
движение с более или менее высоким к. п. д. в довольно большой области скоростей.
Произвольное (от руки) переключение при этом является вполне достаточным, тогда как автоматическое
переключение из-за скачкообразного действия не всегда оказывается выгодным.
Иное наблюдается в случае бесступенчатой передачи.
Так как при эксплуатации условия движения непрерывно меняются,
то передаточное число в бесступенчатой коробке передач также должно
постоянно изменяться. Не говоря о том, что для водителя явилось бы крайне
утомительным непрерывно изменять передаточное число, вряд ли возможно
всегда иметь включенной наивыгоднейшую передачу. Поэтому для
бесступенчатой передачи безусловно необходима автоматическая регулировка
передаточного отношения. Такая регулировка является более простой,
так как она не ограничена, как при ступенчатой передаче, но должна, однако,
работать непрерывно и последовательно, в соответствии как с имеющимися
условиями, так и с учетом желаемых изменений.
Значительное преимущество бесступенчатых передач состоит также и в том,
что изменение передаточного отношения в них происходит при непрерывной
передаче тяговой силы.
В зависимости от рода передающего устройства, которое обеспечивает
постоянное изменение соотношения плеч рычага, бесступенчатые передачи
подразделяются на следующие виды:
A. Механические бесступенчатые коробки
передач.
а) Фрикционные:
с гибким звеном и с фрикционными кольцами;
с фрикционными дисками или фрикционными колесами.
б) С переменной амплитудой колебаний.
Б. Гидравлические коробки передач.
а) Гидростатические.
б) Гидродинамические.
B. Электрические коробки передач.
Механические коробки передач
Механические коробки передач в большинстве случаев работают с малой
потерей в числе оборотов (скольжением), но со значительными потерями
крутящего момента из-за трения, причем эти потери проявляются не только
в виде нагрева, но и в виде сравнительно большого износа.
Фрикционные коробки передач
Фрикционные коробки передач с гибким звеном или с кольцами, а также
с дисками или колесами весьма схожи по своим свойствам и поэтому могут
быть объединены в одну группу, общим признаком которой является работа
за счет трения.
Простейшим примером бесступенчатой передачи с гибким звеном является
ременный привод с двумя коническими валами (фиг. 40, а). Вместо ремня может быть
применено кольцо (фиг. 40, 6), причем между валами целесоооразно поместить нажимной ролик.
Кольцо под нагрузкой в зависимости от величины передаваемого крутящего момента
стремится расположиться эксцентрично. При наличии нажимного ролика автоматически создается
усилие, необходимое для возникновения передающей силы.
Дальнейшее развитие таких передач привело к созданию фрикционной передачи с
двойными коническими дисками (фиг. 40, в). Изменение активного радиуса происходит на обоих
валах за счет приближения в одной паре дисков один к другому и одновременно раздвигания
дисков в другой паре. В качестве гибкого звена могут быть применены: ремень, цепь,
шариковая цепь (фиг. 41, а), пластина или жесткое кольцо.
В передаче, показанной на фиг. 41, а, в качестве передающего звена между коническим
диском и цепью применяются два упирающихся один в другой шарика, которые легко закли-
426

«иваются и расклиниваются между дисками. Передача с пластинчатой цепью (фиг. 41, 5)
представляет собой конструкцию особого типа, так как она работает не за счет трения, а
вследствие зацепления пластинок движущейся цепи за желобки на конических дисках; поэтому
передача, строго говоря, не может быть причислена к фрикционным.
Последние две конструкции едва ли пригодны для автомобилей, так как при больших
мощностях, передаваемых на автомобилях, они оказались бы слишком тяжелыми и громоздкими.
На фиг 40, г показана
фрикционная передача простейшего типа
с фрикционными
колесами, Она состоит из сидящего
на ведущем валу большого
фрикционного диска, прижимаемого
пружиной к меньшему
передвижному диску, который, в свою
очередь, связан с ведомым валом.
В зависимости от положения мень-
Фиг. 40. Типы фрикционных передач;
/ — ведущая часть // — ведомая часть.
Фиг. 41.- Гибкие звенья для
фрикционной передачи.
шего фрикционного диска относительно оси большого диска передаточное число будет
различным, причем переводом меньшего диска через среднее положение может быть включен
задний ход. Направление дальнейшего развития фрикционных передач может быть
иллюстрировано конструкцией (фиг 42), в которой ролики не только вращаются вокруг своих
осей, но и поворачиваются между двумя тарельчатыми дисками глобоидальной формы.
Активный радиус на обоих глобоидальных дисках одновременно илк уменьшается, или
увеличивается. Привод
к-ведомой части осуществляется при
неподвижных осях роликов я
в направлении, противоположи
ном направлению вращения ве
дущего вала. Прижимное усилие
создается силой давления
пружины.
Для увеличения
действующего окружного
усилия Р, которое, с одной
стороны, зависит от
нажимного усилия Q, а с
другой стороны — от
коэффициента трения |J< (так как
Р = V-N), стремятся уве-
Фиг. 42. Передача Christiansen с глобоидальными дисками.
личить величину р- путем покрытия роликов фрикционным покрытием.
В последнее время все же. снова прибегают к увеличению значения
действующего окружного усилия за счет увеличения первого из перечисленных
факторов — нажимного усилия, и поэтому применяют для
высококачественных передач исключительно твердые и шлифованные стальные поверхности.
Если нажимное усилие создается силой пружины, то оно должно быть
соответственно таким большим, чтобы обеспечить создание наибольшего
действующего окружного усилия* Однако этим же нажимным усилием ролики
будут нагружены постоянно, в том числе при малых крутящих моментах и при
холостом вращении, когда такое значительное нажимное усилие создает
чрезмерно высокие потери на трение. Поэтому для высококачественных
передач необходимо, чтобы нажимное усилие изменялось автоматически
427

Фиг. 43. Схема передач РК (Prym-Kohl).
в соответствии с величиной крутящего момента. Лели в передаче (фиг. 42)
удалить пружину и связать вал с тарельчатым диском через аксиальный
кулак или с помощью резьбы, то сила, с которой винт воздействует в этом
случае на гайку, и соответственно сила, с которой тарельчатые диски
прижимаются к фрикционным роликам, будет увеличиваться с ростом значения
передаваемого крутящего момента.
Простейшей фрикционной передачей с коническими колесами, в которой
нажимное усилие на опоре колес создается автоматически, за счет реакции,
пропорциональной передаваемому
крутящему моменту, является
передача РК (фиг. 43). Если такие
передачи имеют несколько передающих
звеньев, через которые в равной мере
происходит передача мощности, то
это является их большим
преимуществом, так как такие передачи
имеют относительно небольшие
размеры.
Для автомобилей представляют поэтому интерес только передачи с
несколькими передающими звеньями. К сожалению, в таких передачах
практически невозможно достигнуть совершенно необходимого равномерного
распределения мощности. Если один ролик будет чуть меньше других или
какой-либо ролик установлен не так, как другие, то он не только не в
состоянии передавать мощность, но мешает работе остальных роликов и увеличивает
и без того возросшую
передаваемую ими мощность. «^^ 1 2 3 ^ 5 6 7
Поэтому для
равномерного распределения
мощности совершенно
необходимо, чтобы звенья
передающего механизма
обладали свойством
автоматического и полного
выравнивания нагрузки.
Таким образом, для
высококачественных
фрикционных колесных передач,
которые могли бы быть
применены на автомоби-
необходимо
обеспе73 12
Фиг. 44. Коробка передач Hayes.
лях,
чить:
1) твердые и
шлифованные фрикционные
поверхности, допускающие высокие нажимные усилия;
2) автоматическое, в соответствии с величиной передаваемого крутящего
момента, изменение нажимного усилия;
3) компактное выполнение за счет нескольких передающих звеньев;
4) полное выравнивание нагрузки между отдельными звеньями
передающего механизма.
Коробка передач Hayes (фиг. 44) в известной мере отвечает перечисленным
требованиям
На ведущем валу 11 закреплены ведущие диски 9 и 2, которые через фрикционные
ролики 5 вращают промежуточную шайбу 7 в обратном направлении. Шайба 7 связана с
ведомым валом через колокол 3 Положение роликов определяет передаточное число, которое
является одинаковым для обеих рабочих поверхностей
Опоры роликов 4 могут поворачиваться вокруг тангенциальной оси.
При тангенциальном перемещении роликовых опор с помощью качающегося рычага 13
ролики сами собой изменяют свое направление. Рычаг 13 изменяет свое направление
относительно неподвижной части 8.
428

С помощью особого устройства, допускающего достаточный перекос осей опор,
достигается, что определенному тангенциальному положению роликовых опор соответствует
определенный наклон роликов. Ролики изменяют свое положение до тех пор, пока их оси не
пересекут ось коробки передач.
К этому сводится полное уравновешивание передачи. Если ролики из-за своего
неправильного положения не передают подводимой к ним мощности, то за счет имеющегося достаточно
большого зазора в основании опоры 12 ролики будут сами собой перемещаться, пока опять
не примут правильного наклона. Рычаг 13 перестанавливается гидравлическим устройством
путем поворота муфты 6. Нажимное усилие пружинных шайб 1 автоматически возрастает
с ростом крутящего момента из-за наличия косой шайбы 10 нажимных шариков. Передаточное
число может изменяться в границах от 4 : 1 (наибольшее значение) до 1 : 1,7 (ускоряющая
ступень). Для заднего хода предусмотрена шестеренчатая передача, расположенная позади
фрикционной коробки. Гидравлическое управление осуществляется с помощью поршня,
размещенного сбоку коробки передач, в зависимости от числа оборотов ведущего вала (с
которым связан шестеренчатый насос) и от величины крутящего момента сопротивления. Иными
словами, передаточное число в коробке передач каждый раз автоматически приспосабливается
к величине сопротивления движению. Предусмотрена также возможность управления от руки
с помощью специального регулируемого вентиля.
Теоретически фрикционная коленная передача с бесступенчатым
изменением передаточного числа всегда имеет только одну точку контакта, в
которой, естественно, будут весьма высокие нагрузки. Однако практически,
вследствие упругой деформации при таком высоком давлении, даже в случае
применения высококачественной стали в месте соприкосновения всегда имеется
небольшая поверхность. Так как соприкасающиеся в плоскости
контакта точки не могут иметь одинаковые скорости, то часть соприкасающейся
поверхности будет работать при высоких нормальных нагрузках с трением
скольжения, поэтому следует постоянно смазывать рабочую поверхность.
Передачи этого типа всегда работают в масле. Единственную серьезную
опасность для фрикционных передач, в случае их использования на
автомобиле, представляют удары со стороны ведомой части. Если не
будут приняты особые меры предосторожности, из-за ударов, вызванных
инерцией деталей, произойдет проскальзывание, которое при
значительном нажимном усилии легко может привести к разрушению трущихся
поверхностей1.
Коробки передач с переменной амплитудой колебаний
Передачами с переменной амплитудой колебаний называют механизмы,
в которых вращательное движение преобразуется с помощью плоского или
пространственного^ кривошипного привода в продольное
возвратно-поступательное или во вращательное движение, в свою очередь, вновь
преобразуемое с помощью сцепления одностороннего действия (механизма свободного
хода) во вращательное движение. В некоторых механизмах такого рода
передача мощности сцеплением одностороннего действия может иметь
место только на одной части каждого полного оборота ведущего вала
кривошипа или на одной части всего возвратно-поступательного движения.
Поэтому зачастую необходимо совместно использовать несколько
преобразующих механизмов (минимум три), так относительно смещенных по фазе работы,
чтобы они последовательно сменяли один другого. Передачи с переменной
амплитудой колебаний осуществляют силовое замыкание только при одном
направлении передаваемой мощности. Эти передачи с начала их появления
разрабатывались применительно к автомобилям.
Старейшими и известнейшими механизмами такого рода являются передачи Constanti-
nesco (фиг. 45), De Lavaud (фиг. 46) и Ljungstrom (фиг. 47), в которых, однако, эта проблема
решена совершенно различными способами. В то время как в первом механизме (фиг. 45)
использовалась инерция масс, во второй передаче (фиг. 46) привод осуществлялся от
качающейся шайбы (пространственный кривошипный привод) через шатуны непосредственно к
механизмам с переменной амплитудой колебаний, сидящим на задней оси. В третьей передаче
(фиг. 47), напротив, чередующиеся во времени импульсы, которые действуют либо непосред-
1 Кроме отмеченных, фрикционным передачам свойственен ряд других недостатков
(значительный удельный вес, малый срок службы и т. д.). Поэтому в настоящее время
фрикционные передачи на автомобилях не применяются. Прим. ред.
429

Onrv 45. Кор бка передач
с переменной амплитудой
колебаний Constantinesco:
А В —предельное положение
осевой линии момента
инерции; С — направление
вращения первой ступени;
D — направление вращения
второй ступени.
Фи г. 46. Передача с переменной амплитудой колебаний De Lavaud.
T7V/V/S//
Фиг* 47. Передача с переменной амплитудой колебаний Ljungstrom.
430

ственно на карданный вал, либо на пружинный аккумулятор, разделяются с помощью
механизма свободного хода.
По принципу, аналогичному конструкции De Lavaud, выполнена коробка передач Balor,
с той только разницей, что в ней ведущий и1 ведомый валы расположены соосно и предусмотрено
сцепление для прямой передачи (фиг. 48).
Механизмы с переменной амплитудой колебаний можно расположить
по кругу при одном и том же эксцентрицитете ведущего вала, а зубчатые
Фиг. 48. Передача с переменной амплитудой колебания Baior
со сцеплением для прямой передачи.
венцы на ведомых сторонах механизмов связать через центральную шестерню
(фиг. 49). При этом возможны две схемы: звездообразное устройство, при
котором опора механизма с переменной амплитудой колебаний стоит
неподвижно, а центральная шестерня связана с ведомым валом, или планетарное
Фиг. 49. Передача с переменной амплитудой колебаний Pitter:
/ — ведомый вал; 2 — ведущий вал.
устройство, при котором центральная шестерня стоит неподвижно, а опоры
сателлитов связаны с ведомой частью. Если передаточное число выбрано
так, что механизм с переменной амплитудой колебаний позволяет реализовать
передаточное число 1 : 1, то следует соединять его неподвижную часть с
неподвижным кожухом через сцепление одностороннего действия (механизм
свободного хода). При достижении передаточного числа 1:1, когда неподвижная
часть не опирается более на кожух, весь механизм может вращаться как
одно целое.-
Обычно планетарные передачи имеют весьма малые размеры, так как
передаваемая ими мощность разделяется в соответствии с числом сателлитов.
Однако при наличии передачи с переменной амплитудой колебаний каждый
сателлит последовательно, один за другим, передает полную мощность»
431

и конструктивное выполнение планетарных шестерен должно производиться
с учетом более высокой нагрузки на шестерни.
Конструктивная сложность передач с переменной амплитудой колебаний
состоит в необходимости изменения хода ведущего кривошипа вовремя работы.
Этот ход определяет амплитуду возвратно-поступательного движения и тем
самым величину передаточного числа.
Регулирующее устройство должно работать весьма устойчиво, а его
перестановка — осуществляться при условии самоторможения и отсутствии
обратной реакции. Поэтому подобные устройства стремятся делать с
постоянным эксцентрицитетом. Так, например, в планетарной передаче Henriod
сателлиты являются ведущими, а солнечная шестерня сидит на ведомом валу,
причем сателлиты через однохо-
довые сцепления сообщают
солнечной шестерне большее или
меньшее реактивное усилие, за
счет чего и осуществляются
разные передаточные числа.
Следует особо отметить, что
в этом случае одноходовые
сцепления работают не только
во включенном, но и в
свободном, расклиненном положении.
Во всех передачах , с
переменной амплитудой колебаний
силы инерции
возвратно-поступательно движущихся частей
имеют большое значение в
смысле создания нагрузок в сочлене-
0°
90°
135°
180°
90°
135 е
180°
Фиг. 50. Диаграммы скоростей импульсионных
механизмов:
а — с неравномерным вращением ведомого элемента; нИЯХ. ПОЭТОМУ ВОЗВОатНО-ПОСТУ-
б — с равномерным вращением ведомого элемента. j r j
пательно движущиеся части
должны быть сделаны возможно меньших размеров. Следует также
добавить, что во всех существующих в настоящее время передачах с
переменной амплитудой колебаний импульсы не только не сменяют один
другой при абсолютно равных скоростях, но, наоборот, скорость
каждого последующего импульса еще продолжает увеличиваться, в то время
как скорость предыдущего импульса уже падает (фиг. 50, а). При большом
числе оборотов ведущего вала это быстрое изменение скорости может
происходить в такой малый промежуток времени, что при известных условиях
появятся значительные удары. Такие удары даже при точном выполнении
сочленений механизмов приводят к появлению сильного шума и к быстрому
износу.
Кроме того, следует иметь в виду, что в период разгона передача с
переменной амплитудой колебаний должна передавать полный крутящий момент.
Поэтому различают три вида нагрузок в сочленениях таких передач:
1) нагрузки от ускорения или замедления возвратно-поступательно
движущихся масс;
2) нагрузки вследствие смены импульсов при неравных скоростях;
3) нагрузки от передаваемого крутящего момента.
Коробка передач, в которой перечисленные недостатки в известной мере
устранены, показана на фиг. 51. Кинематические соотношения в этой
передаче выбраны так, что импульсы сменяются при точно равных скоростях
(фиг. 50, б), и в результате нагрузки, упомянутые выше в п. 2, отпадают,
а нагрузки, указанные в пп. 1 и 3, во времени так сменяют одна другую,
что никогда не складываются.
Кривошип 1 с постоянным эксцентрицитетом ведущего вала (которым в данном случае
является коленчатый вал двигателя) передает через шатун 12 треугольному рычагу 6 со
сторонами 7 и 9 колебательное движение вокруг точки Л. Это движение через плечо 7 и шатун 5
сообщается рычагу 4 импульсионного механизма. От него ведомый вал 2 приводится во враще-
432

Фиг. 51. Передача с переменной амплитудой колебаний Robin-van
Roggen, выполненная как одно целое с V-образным двигателем.
п
Фиг. 52 Различные конструкции механизмов свободного хода:
1 — заклинивающиеся ролики; 2 — Studebaker; 3 — Constantinesco;
4 — Millan; 5— Humfrey-Standberg; 6 — De Lavaud.
28 Бюссиен
433

ние через механизм свободного хода 3. Таких сдвоенных четырехзвенных механизмов привода
четыре, и они установлены в один ряд, но сдвинуты по фазе на 90°. Все четыре оси 8 могут
перемещаться вокруг точки А за счет поворота опоры 11. Поэтому ход рычага 4 импульсионного
механизма, а вместе с ним и передаточное число в передаче могут изменяться. Если плечо 7
опустится и расположится по одной линии с рычагом 5, то импульсионный механизм не будет
передавать мощности (холостой ход). Переставляющее устройство 11 состоит из цилиндра 10,
куда под давлением подается масло; устройство работает автоматически, в зависимости от
числа оборотов и крутящего момента двигателя.
В качестве одноходовых сцеплений или механизмов свободного хода
в передачах с переменной амплитудой колебаний используются различные
конструкции.
Простые храповые устройства, которые еще, может быть, пригодны при
совершенно медленных ходах, естественно, не отвечают требованиям
высококачественных импульсионных механизмов в отношении быстрого включения
в каждом положении, надежности при всех возможных нагрузках и
бесшумности при холостом вращении. Наиболее простой формой одноходового
сцепления является конструкция с заклинивающимися роликами. Для более
быстрого включения механизма свободного хода можно рекомендовать
поджимные пружины, постоянно прижимающие ролики к поверхностям
заклинивания. Различные конструкции таких механизмов показаны на фиг. 52,
причем механизм De Lavaud является среди прочих исключением, поскольку
заклинивающиеся в нем элементы создают эффект заклинивания между
двумя цилиндрическими вращающимися, поверхностями вследствие наличия
поверхности специального профиля.
Гидравлические коробки передач
Гидравлические коробки передач в большинстве работают с известным
проскальзыванием, т. е. с потерей числа оборотов. Потери крутящего момента
в них незначительны и возникают они больше из-за жидкостного, чем из-за
механического трения. Поэтому такие передачи мало подвержены износу *.
Гидростатические коробки передач
Гидростатические коробки пеэедач, называемые также объемными,
состоят из насоса, развивающего давление, и гидравлического двигателя.
В качестве рабочей, передающей среды служит жидкость под давлением,
чаще всего масло. В качестве рабочей среды, вообще говоря, может быть
использован и газ, однако в этом случае значительно труднее создать
надежные уплотнения.
Масло под давлением и в определенном количестве от насоса подается
в гидравлический двигатель, а затем поступает обратно в насос или
в маслосборник, из которого насос забирает масло. При этом может
меняться рабочий объем насоса или рабочий объем гидравлического
двигателя, а иногда рабочий объем обоих механизмов. Передаточное число
гидростатической передачи определяется отношением рабочих объемов
насоса и двигателя.
Для равномерной производительности необходимо, естественно, чтобы
упомянутые агрегаты состояли из возможно большего числа рабочих камер
(с прямоугольным либо с круглым сечением), которые, подобно тому как
это происходит в передачах с переменной амплитудой колебаний,
последовательно вступают в действие.
В зависимости от конструктивного выполнения рабочей камеры (фиг. 53)
различают коробки передач:
1) с поршневой камерой (фиг. 53, а);
2) с шиберной (лопастной) камерой (фиг. 53, б);
3) с шестеренчатой камерой (фиг. 53, в).
1 Сказанное справедливо только для гидродинамических передач. В некоторых типах
объемных передач износы вследствие механического трения весьма значительны. Прим. ред.
434

Наибольшее давление и одновременно лучший к. п. д. достижимы при
поршневой камере, так как цилиндрические поверхности при современных
средствах обработки могут быть выполнены наиболее точно. Кроме того,
окружность является линией наименьшей длины для данной охватываемой
площади поршня, поэтому в случае цилиндрической камеры уплотняемое
сечение имеет наименьшую длину.
В простейшей передаче такого рода (фиг. 54) насос и двигатель представляют собой
одинаковые агрегаты с радиальными звездообразными поршневыми камерами. Ведущий и
ведомый валы связаны каждый соответственно со своей группой поршней. Эксцентрицитет
изменяется в насосе, а двигатель имеет постоянный эксцентрицитет. Вследствие радиального
звездообразного расположения цилиндров можно
получить относительно большие проходные сечений
в передаче.
Разрез по ДД-Б5
Фиг. 53. Три типа рабочих
камер:
/ — всасывающий канал; 2 —
нагнетательный канал.
Фиг. 54. Гидрообъемная коробка передач
Wulfel:
/ — насос; // — двигатель; / — ведущий вал;
2 — ведомый вал.
Весьма распространена конструкция, показанная на фиг. 55, с цилиндрами,
расположенными на равных расстояниях от оси передачи (по окружности) и параллельно этой оси.
Привод к поршням осуществляется с помощью так называемых качающихся шайб. Блоки
цилиндров установлены один против другого на неподвижной перегородке, и жидкость под
давлением из цилиндров насоса через соответствующие прорези в перегородке поступает
непосредственно в цилиндры двигателя, за счет чего уменьшаются гидравлические потери.
Недостаток этой конструкции состоит в том, что к карданному шарниру качающейся шайбы
приложен полный крутящий момент. Жесткое расположение качающейся шайбы также
сопряжено с рядом конструктивных трудностей; поэтому подобного рода устройства используются»
при малых числах оборотов и при ограниченном давлении.
В коробке передач, показанной на фиг. 56, вследствие поворота цилиндра
в кожухе шарнирное соединение между цилиндром и наклонной шайбой
разгружено. При таком устройстве достижима работа со значительным
числом оборотов и высоким давлением без чрезмерных напряжений в шарнирах.
Передача помещена в толстостенном грушевидном кожухе, вследствие чего
даже при значительных нагрузках через него не проникает шум и отсутствует
вибрация.
Гидравлический двигатель или, точнее, двигатели в этой коробке передач
выполнены совершенно изолированно от насоса, расположенного на валу
28* « 435

основного двигателя автомобиля, и соединены с насосом только двумя
трубопроводами. Гидравлические двигатели могут быть также расположены,
например, на ведущей оси или в ведущих колесах. Чем выше удается поднять
рабочее давление, тем меньших размеров может быть построена передача
для данной мощности, и это особенно существенно в случае применения
коробки передач на автомобиле. В настоящее
время рабочее давление достигает 200—300 кг/см2.
Фиг. 55. Гидростатическая коробка передач Janney:
* - ведущий вал; 2 — устройство для регулировки насоса;
3 — ведомый вал; 4 — двигатель; 5 — насос.
Фиг. 56. Устройство насоса
(или двигателя)
гидростатической коробки передач Hydro-
Titan.
Ч/о
го
60
ио
9/7
/
/
/
/
—==
,
Не менее важной, но более сложной, чем вопрос уплотнения
гидромеханизма (например, с поршневой камерой), являйся задача уплотнения
распределительного органа. При уплотняемых поверхностях распределителя
цилиндрической формы (см. фиг. 54),
которые могут быть изготовлены с достаточной
точностью, уплотняющие зазоры не только
не остаются постоянными, но с ростом
давления увеличиваются вследствие износа
стенок. Это означает, что при
увеличивающемся рабочем давлении зазоры будут
увеличиваться в еще большей степени,
а к. п. д. соответственно уменьшится.
Передача, изображенная на фиг. 56,
лишена этого недостатка; в ней зазор между
плоскими поверхностями распределителя
с ростом рабочего давления
автоматически уменьшается. Это происходит потому,
что поверхность давления на поршнях
несколько больше, чем поверхность
давления на плоскости распределителя.
Протекание к. п. д. такой
усовершенствованной гидростатической коробки передач
показано на фиг. 57.
Основное преимущество гидростатических коробок передач состоит
в легкости и бесступенчатости их регулирования в диапазоне от движения
вперед через режим холостого хода (или через передаточное число, равное
бесконечности) до движения назад, а также в области передаточного числа 1 : 1
и выше, т. е. на повышающей передаче.
Гидродинамические коробки передач
Гидродинамические или поточные передачи включают в себя
центробежный насос и турбину, причем рабочей, передающей средой по-прежнему
является жидкость (чаще всего масло).
436
25 50 75 100 125 150
Фиг. 57. К. п. д. 7) коробки передач
Hydro-Titan мощностью 32 л. с. при
пг = 1500 об/мин = const в зависимо-
сти от отношения чисел оборотов
ведомого и ведущего валов.

В отличие от гидростатических коробок передач, в рассматриваемых
коробках передач основное действие осуществляется за счет кинетической
энергии —|- передающей среды. Отсюда, в частности, следует, что рабочие
свойства такой передачи зависят от массы передающей среды и от квадрата ее
скорости. Поэтому каждая передача имеет свою вполне определенную
характеристику передаваемой мощности или, как иногда говорят, передача еос-
принимает только определенную мощность в соответствии с данным числом
оборотов. При заданной величине диаметра D круга циркуляции (рабочей
полости) передачей может быть передан крутящий момент Мг = fDbn2x кгм,
где коэффициент /.зависит от конструкции передачи и от рода рабочей
жидкости; пх — число оборотов ведущего вала в минуту.
Если передаваемый крутящий момент при пх = 1000 об/мин составляет
величину Md (\ооо) кгму то при числе оборотов п соответствующий крутящий
момент
Md = Mdiim (j^q-)2 кгм,
а воспринимаемая мощность
Масса или удельный вес рабочей жидкости, вообще говоря, могут быть
изменяемы в широких пределах, однако сама рабочая жидкость должна быть
по возможности менее вязкой для уменьшения жидкостного трения. Наиболее
пригодной жидкостью была бы, казалось, ртуть; однако ее применение в
качестве передающей среды затруднено из-за практических трудностей и,
естественно, по соображениям безопасности.
В качестве рабочей жидкости используются имеющиеся в продаже
специальные масла, которые должны обладать для этого следующими свойствами:
1) иметь возможно меньшую вязкость для увеличения к. п. д.;
2) замерзать (затвердевать) только при весьма низкой температуре;
3) не вспениваться и быстро выделять поглощенный воздух;
4) не окисляться при непосредственном соприкосновении с кислородом
воздуха и с различными металлами;
5) предт)хранять от коррозии.
Принцип действия гидродинамических передач может быть пояснен
на гидротрансформаторе Fottinger-Voith (фиг. 58). Насос и турбина
расположены рядом в общем кожухе. Рабочая жидкость в круге циркуляции
поступает от насоса /, расположенного на ведущем валу, в турбину 2,
связанную с ведомым валом, и затем через неподвижный направляющий аппарат
(реактор) 3 снова попадает в насос. Выходные кромки каждой системы лопаток
обычно располагаются перед входными кромками следующей лопаточной
системы, и это уменьшает ненужные потери мощности. Направляющий
аппарат необходим для повышения крутящего момента в гидротрансформаторе:
в направляющем аппарате жидкость изменяет свое направление, а реактивный
крутящий момент от него передается неподвижной части передачи.
В гидродинамической передаче Trilok (фиг. 59) направляющий аппарат
так соединяется с неподвижным кожухом, что при передаточном числе 1 : 1
и соответственно при реактивном крутящем моменте, равном нулю, он может
свободно вращаться. Вместо такой передачи, автоматически переключающейся
с режима гидротрансформатора на режим гидромуфты, допускается
параллельное соединение гидротрансформатора и гидромуфты, при котором
переключение осуществляется за счет наполнения рабочей жидкостью.
Гидродинамические коробки передач отличаются той особенностью, что
имеют более или менее высокий к. п. д. т^ (82—88%) только в относительно
узкой рабочей области (фиг. 60 и 61).
437

Фиг. 58.
Гидротрансформатор
Fottinger-Voith.
Фиг. 59. Гидротрансформатор с направляющим
аппаратом, отключающимся с помощью
механизма свободного хода.
Охпаждающии
воздух
ц ~
- д
7
1
1
/
у.
-J- В -1
Л
1ЯМпУ
-"-
"у
передач® \
——■
80
60
4/7
20
О
60
80
nmia%
Фиг. 60. Схематическое устройство и полная
характеристика гидротрансформатора
коробки передач Studebaker-Borg Warner
(индекс «1» относится к ведущей части, «2» —
к ведомой):
А — режим работы гидротрансформатора;
В—режим работы гидромуфты; / — вентилятор для
охлаждения; 2 — насосное колесо; 3 —
направляющий аппарат на механизме свободного хода;
4 — ведомый вал; 5 — ведущий вал, 6 — ведомый
вал гидротрансформатора; 7 — дисковое
сцепление прямой передачи; 8 — колесо турбины.
-^—
/
- R
/
э»
/-.
Пипа
t
Н
_—-
1
1%
л.
nimax
80
60
U0
20
го
60
80 Jh_ о.
Фиг. 61. Схематическое устройство и полная
характеристика гидротрансформатора
коробок передач Dynaflow и Power?1 ш
(индексы «1» относятся к ведущей части, «2» —
к ведомой):
А — режим работы гидротрансформатора; В—
режим работы гидромуфты; / — первое насосное
колесо; 2 — второй направляющий аппарат на
механизме свооадного хода; 8 — второе колесо
насоса на механизме свободного хода, 4- ведомый
вал; 5 — ведущий вал; 6—первый направляющий
аппарат на механизме свободного хода; 7 — ко
лесо турбины.
438

Как известно, это происходит потому, что любая лопаточная-гидромашина
может быть сконструирована только для вполне определенных скорости
и направления потока. С изменением передаточного числа величина скорости
потока и его направление отклоняются от оптимальных значений, и
лопаточные системы работают в неблагоприятных условиях; поэтому появляется
отрыв потока от лопаток, вихреобразование, вызывающие потери энергии
потока.
Для снижения указанных потерь входные кромки лопаток сильно
закругляют, в результате чего становится допустимой большая разница в углах
натекающего потока; кроме того, проходные сечения межлопаточных каналов
Фиг. 62. Гидропередача Krupp.
стремятся делать сужающимися, так что жидкость в этих каналах течет
с возрастающей скоростью. Происходящее при этом преобразование энергии
давления в энергию скорости происходит, как известно, с малыми потерями.
На величине к. п. д. существенно отражается, естественно, и точность
профилей лопаток.
В гидропередаче, показанной на фиг. 62, направляющий аппарат выполнен
двухступенчатым, а турбина — трехступенчатой. В этом случае рабочая жидкость от насоса 5 поступает
через первое турбинное колесо, далее через первый направляющий аппарат <?, второе
турбинное колесо, второй направляющий аппарат 4 и через третье турбинное колесо 6 снова в насос.
В этом случае энергия потока используется лучшим образом, и это выражается в том, что
на некоторых режимах к. п. д. гидротрансформатора увеличивается. Правда, большое число
лопаточных венцов приводит к увеличению стоимости гидротрансформатора.
В этой передаче для соединения напрямую предусмотрено фрикционное сцепление 2,
расположенное рядом с обычным автомобильным маховиком 1.
Дополнительным сцеплением 2 коленчатый вал 10 двигателя может быть непосредственно
соединен с ведомым валом 8. Этот вал соединяется с валом 9 турбины через механизм
свободного хода 7, с помощью которого при выключенном гидротрансформаторе ведомый вал может
вращаться быстрее вала турбины. Этот гидротрансформатор выполняется также с
поворотными лопатками насоса, что позволяет в случае необходимости дросселировать поток в круге
циркуляции.
В США, где гидродинамические передачи за последние годы получили
весьма широкое распространение, для улучшения преобразующих свойств
и выравнивания кривой к. п. д. (см. фиг. 60 и 61) колеса разделяют на два
лопаточных венца.
Коробка передач Dynaflow для автомобиля Buick и совершенно подобная
ей коробка передач Powerglide для автомобиля Chevrolet (фиг. 63) имеют
два насосных колеса и два направляющих колеса. Последние, как и во
439

многих американских конструкциях, передают реактивный крутящий момент
на неподвижный кожух по принципу гидропередачи Trilok через механизм
свободного хода. Поэтому такие гидротрансформаторы могут работать также
и на режиме гидромуфты.
Коробка передач Ultramatic для автомобиля Packard (фиг. 64) имеет
две турбинные ступени, которые жестко связаны одна с другой.
Гидротрансформатор передачи Chrysler (фиг. 65) имеет два направляющих колеса.
Увеличение крутящего момента в гидротрансформаторах легковых
автомобилей составляет от 2,1 и до 2,4*, а в гидротрансформаторе коробки пере-
8
Фиг. 63. Гидравлическая коробка передач Dynaflow с двумя колесами насоса, с двумя
направляющими аппаратами и с дополнительной планетарной передачей.для получения
вспомогательных ступеней и заднего хода:
/ — передний масляный насос; 2 — ленточный тормоз вспомогательной передачи; 3 — дисковое сцеп-
, ление прямой передачи; 4 — ленточный тормоз заднего хода; 5 — задний масляный насос; 6 — шестерня
блокирующего устройства; 7 — привод к центробежному регулятору; 8 — корпус распределительного
устройства; 9 — маслосборник.
дач White, применяемой на автобусах, это увеличение составляет 3,2.
Американский трансформатор Twin-Disc увеличивает крутящий момент
при двух ступенях турбины в 4 раза, а при трех ступенях турбины — в 5 раз.
Область, в которой при этом гидротрансформатор работает с относительно
высоким к. п. д., естественно, не охватывает всех эксплуатационных режимов
движения. Поэтому обычно на всех гидравлических коробках передач за
гидротрансформатором устанавливают две или минимум одну дополнительные
механические ступени.
Так, коробки передач Dynaflow, Powerglide, Ultramatic и др., кроме
прямой передачи, имеют одну механическую ступень; коробки передач Borg-
Warner для автомобиля Studebaker и Fordomatic для автомобиля Ford-
Mercury (фиг. 66) — две, а коробка передач Chrysler (фиг. 65) — три
дополнительные механические ступени. Механические ступени обычно выполняются
в виде планетарных передач, переключаемых с помощью дисковых сцеплений
и ленточных тормозов.
* Известны гидротрансформаторы легковых автомобилей, в которых за счет особых мер
преобразование увеличено до значения 2,7—4,3. Прим. ред.
440

Только гидравлические коробки передач White и. Chrysler (фиг. 65)
имеют за гидротрансформатором коробку передач с неподвижными
параллельными валами. Чтобы на прямой передаче не использовать
гидротрансформатор с его относительно низким к. п. д., в гидропередачах Ultramatic
Фиг. 64. Гидропередача Ultramatic:
>— гидротрансформатор; // — автоматическое фрикционное сцепление: /// — планетарная
передача.
(см. фиг. 64) и Studebaker-Borg-Worner (см. фиг. 60) имеется механическое
фрикционное сцепление, которое блокирует гидротрансформатор. В
гидропередаче Ultramatic ведущая часть непосредственно связывается с ведомой
Фиг. 65. Гидропередача Chrysler с гидротрансформатором:
/ — гидротрансформатор; // — сцепление и кожух; /// — переключаемая коробка
передач; / - второй направляющий аппарат; 2 — насос; 3 — фрикционное
сцепление, 4 - центральный ручной тормоз; 5 — маслосборник гидротрансформатора;
6 — пробка для заливки масла; 7 — масляный насос; 8 —механизм свободного
хода, 9 — коленчатый вал; 10 — турбина; 11 — первый направляющий аппарат.
частью, вследствие чего при блокированном гидротрансформаторе можно
двигаться как на прямой передаче, так и на так называемой «горной
передаче».
В гидропередаче Studebaker-Borg-Warner (см. фиг. 60) ведущая часть
соединяется с ведомым валом так, что движение без гидротрансформатора
возможно только на прямой передаче. Для улучшения к. п. д. в коробках
передач Dodge-Borg-Warner и Voith-Diwabus применяется принцип раз-
441

ветвления мощности, при котором только часть мощности передается через
гидротрансформатор с его относительно низким к. п. д., а остальная часть
мощности передается непосредственно механическим путем при высоком
к. п. д.
Колесо турбины в последней из упомянутых передач соединяется с
ведомым валом через механизм свободного хода, поэтому при неподвижном насосе
колесо турбины также может остановиться.
3? JS 34 23
4 ~
9
Фиг. 66. Гидропередача Fordomatic для автомобиля Ford-Merkury:
тУрбины; 2 - кожУ„х турбины; 3 - механизм свободного хода направляющего аппарата-
9 - In *vv innn7 напРавляюи\иЛи аппарат; 6 - насос; 7 - вал турбины; 8 - переднее уплотнение'
9 — кожух коробки передач; 10 — передняя тормозная лента; // — задняя тормозная лента- 12' ~
опора сателлитов; 13 - коронная шестерня; 14 - вторая солнечная шестерня; 15-
первая^солнечная шестерня; 16 - сателлиты первой планетарной передачи; 17 - регулятор; 18 - удлинитель-
4ет^аТк7ггемНЯ^СПТМеТРа (ведУщая>; 20-шлицевый вал; 27 - уплотнение; 22 - шестерня спидо!
метра (ведомая); 23 - распределительная гильза; 24 - задний насос; 25 - впускная труба насоса;
26 - заднее сервоустройство; 27 - масляная ванна; 28 - отстойник масляной ванны; 29• - поршень
заднего сцепления; 30 - переднее сервоустройство; 31 - заднее сцепление; 32 - вал первой плане-
тарной передачи; 33 - регулятор давления; 34 - пружина; 35 - переднее сцепление- 36 -поршень
переднего сцепления; 37 - передний насос; 38 - опора направляющего аппарата; 39 - ведущий диск;
40 — коленчатый вал двигателя.
Иногда различные лопаточные венцы соединяют через планетарные ряды,
чем расширяется рабочая область гидротрансформатора. Такой принцип
был применен в гидропередаче Buick.
Гидротрансформаторы обладают преимуществом при работающем
двигателе увеличивать крутящий момент на ведущей оси за счет
соответствующего уменьшения числа ее оборотов. Однако это свойство необратимо —
при движении автомобиля накатом число оборотов двигателя не будет
возрастать, как это необходимо, например, для торможения двигателем во время
спуска с горы. Такое торможение может быть осуществлено только при
наличии фрикционного сцепления, блокирующего гидротрансформатор, как
у гидропередачи Ultramatic на «горной передаче».
Дальнейшая разработка конструкций гидропередач позволила
предложить решение, при котором исключается продолжительная работа
гидропередачи на режимах с низкими к. п. д. и, следовательно, уменьшается
потребление топлива на основных режимах движения. Гидротрансформатор
используют главным образом на начальной стадии движения, а большей частью,
в особенности при продолжительных подъемах, применяются только
механические передачи с их высоким к. п. д. Одновременно улучшаются также
и возможности торможения двигателем.
442

В гидропередаче Borgward (фиг. 67) после начальной стадии разгона
колеса насоса и турбины соединяются вместе при свободном вращении
направляющего аппарата, и вал турбины вращается непосредственно от коленчатого
вала двигателя.
В коробке передач Voith-Diwabus для автобусов (фиг. 67) переход от
начальной стадии разгона и, следовательно, от работы на режиме
гидротрансформатора к механическим передачам происходит постепенно в
результате ранее упомянутого разветвления мощности в передаче. После завершения
начальной стадии разгона все колеса гидротрансформатора остаются
неподвижными вследствие торможения насосного колеса.
В трехступенчатой коробке передач Hydro-Media (фиг. 69) двигатель
или вал насоса жестко соединен с одним ведущим валом механической пере-
Фип 6£. Гидродинамическая коробка передач Borgward с коническим сцеплением
для блокировки гидротрансформатора механической ступенью и многодисковым
сцеплением прямой передачи.
ключаемой коробки передач, в то время как турбина передает момент на
второй ведущий вал переключаемой коробки.
Турбина и направляющий аппарат, соединяющийся через механизм
свободного хода с неподвижным кожухом по принципу гидропередачи Trilok,
могут по окончании начальной стадии разгона, т. е. при движении с
включенными механическими ступенями (на второй и третьей передачах), свободно
и совместно вращаться. Трехступенчатая гидропередача Hydro-Media
позволяет также за счет присоединения гидротрансформатора при движении
на второй и третьей ступени и принудительного вращения с определенным
числом оборотов насоса и турбины получить известный тормозной эффект
в гидротрансформаторе, добавляющийся к тормозному действию двигателя.
Аналогичный режим движения можно получить в коробке передач Voith-
Diwabus блокировкой механизма свободного хода, установленного между
валом турбины и ведущим валом механической коробки передач.
Трехступенчатая коробка передач Hydro-Media была разработана
специально для городских автобусов, тогда как четырехступенчатая передача
этого типа пригодна для эксплуатации в любой местности. Универсальность
последней передачи достигается вследствие возможности использования
гидротрансформатора в сочетании с первой и третьей передачей и возможности
движения на всех передачах без гидротрансформатора.
В обычных условиях движения можно начать двигаться на третьей
передаче с гидротрансформатором, а при особо крутом подъеме — использовать
гидротрансформатор на первой передаче.
443

Для получения передачи заднего хода все коробки передач снабжаются,
естественно, соответствующей механической ступенью, которая в
большинстве случаев включается^ от руки через гидравлическое сервоустройство.
Регулировка передаточного числа в гидротрансформаторе осуществляется
автоматически, ибо, как упоминалось выше, для каждого
гидротрансформатора соотношение между числом его оборотов, крутящим моментом и
мощностью всегда определяется его характеристикой.
Переключение механических передач осуществляется иногда от руки,
чаще всего маленьким рычажком под рулевым колесом, иногда автоматически,
обычно с помощью сложного
устройства, использующего
гидравлические и центробежные
силы, а иногда сочетанием обоих
упомянутых выше способов.
При продолжительном
использовании
гидротрансформатора на режимах со
значительным передаточным числом и
соответственно с низким к. п. д.
т
зх
Фиг. 68 Схема передачи с
разделением мощности гидротрансформатора
Voith-Diwabus с двумя неподвижными
направляющими аппаратами:
1 — вал двигателя; 2 — тормоз; 3 —
направляющие аппараты; 4 — турбина;
5 — насос; 6 — механизм свободного хода;
7 — вал коробки передач.
Фиг. 69.
Media,
коробка
Трехступенчатая гидропередача Hydro-
гидротрансформатор и трехступенчатая
передач Media с двумя приводными валами
- соответствующие передачи; 3. X. —
передача заднего хода).
рабочая жидкость приобретает относительно высокую температуру; поэтому
в большинстве случаев должен быть предусмотрен холодильник или
использован имеющийся масляный радиатор двигателя. Гидротрансформатор
может частично охлаждаться свежим воздухом, которым обдувается его
наружный кожух (см. фиг. 60).
Для уменьшения кавитации, возникающей при высоких скоростях потока
и разряжении в нем, в гидротрансформаторе с помощью маленького
вспомогательного насоса (см. фиг. 59) создается избыточное давление. В
гидродинамических передачах механическое трение почти полностью отсутствует,
поэтому в них почти нет механического износа, а срок службы их
неограничен.
Это, несомненно, является большим преимуществом гидродинамических
передач. Кроме того, они гасят крутильные колебания и особенно пригодны
для применения в сочетании с дизелями.
В отличие от гидростатических передач гидродинамические передачи
способны передавать значительные мощности, поэтому они находят
применение, например, на тепловозах.
В табл. 2 приведен обзор американских гидравлических коробок передач.
Во всех этих передачах принцип разветвления мощности не применен.
444

Таблица 2
Автомобиль
Buick
Chevrolet
Packard
Studebaker
(Borg
Warner)
Ford-
Mercury
GMC
(автобус)
Автобус
Chrysler
П р и м е ч а
Обзор
Тип
гидропередачи
Dynaflow
Powerglide
Ultramatic
Fordomatic
Merc-o-matic
V-drive
Sysholm-
Smith
White
Fluid-
Torgu
американских
гидравлических коробок
Количество
колес
насосэ
2
2
1
1
1
1
1
1
н и е. Пр — прямая i
колес
турбины
1
1
2
1
1
2
1
1
колес
направляющего
аппарата
2
2
1
1
1
1
1
2
тер еда ч а
<L>
О,
Й2 В
Число ступене]
механической
дачи
Пр+1
(1,82)
Пр+1
(1,82)
Пр+1
(1,82)
Пр + 2
(1,435;
2,31)
Пр + 2
Пр + 0
Пр+1
Пр + 3
*£
Максимальное
образование к
щего момента
2,25
2,25
2,4
2,15
2,1
4
3,2
—
передач
6
Механическая
кировка гидро
трансформатор
Нет
Есть
Нет
Есть
Нет
*
Характерные
особенности коробки
передач
Планетарная
коробка передач
Планетарная
коробка передач,
дополнительная
гидромуфта для
торможения
двигателем,
штампованный
гидротрансфор-
мятп п
Планетарная
коробка передач,
возможно
движение на обеих
передачах при
блокированном гид-
ротрансформа-
тоое
Планетарная
коробка передач,
штампованный

гидротрансформатор.
Блокировка
гидротрансформатора
только на
прямой передаче,
блокировка
передачи на стоянке
Планетарная
коробка передач
Без механической
коробки передач,
неподвижный
направляющий
аппарат,
двустороннее
сцепление, механизм
свободного хода
между турбиной
и ведомым валом
Коробка передач
Н ПОЦРИЖНЫМИ
параллельными
валами,
автоматическое
переключение по
разности чисел
оборотов
Коробка передач
с неподвижными
параллельными
валами,
фрикционное сцепление
между
гидротрансформатором
коробки передач
445

Электрические коробки передач
Электрические коробки передач мало распространены, поэтому они
не рассматриваются подробно. Наибольшую известность получили
бесступенчатые электроприводы, сделанные по схеме Leonardo, при которой
генератор постоянного тока, получающий возбуждение от такого же постороннего
источника возбуждения, создает напряжение для питания электродвигателя.
Электродвигатель приводит во вращение колеса автомобиля с регулируемым
числом оборотов Получаемый при этом к. п. д. часто составляет только 60—
70% и редко выходит за пределы 80%. Кроме указанного привода, имеются
передачи с регулируемым шунтовым электродвигателем трехфазного тока,
которые применяются крайне редко.

XII. ПРИВОД НА ВЕДУЩИЕ КОЛЕСА
От коробки передач крутящий момент передается к ведущим колесам.
Если ведущими являются задние колеса, а двигатель установлен на передней
части рамы, то для передачи усилия от двигателя требуется карданная
передача.
Если ведущими являются передние колеса и двигатель расположен
на передней части рамы, то силовой блок упрощается и состоит из двигателя,
коробки передач и привода на ведущие колеса. Та же конструкция
применяется при заднем расположении двигателя и при задних ведущих колесах.
При наличии жесткой оси карданный вал должен обеспечивать угловые
отклонения, соответствующие колебанию рессор. При независимой подвеске
колес и разрезных осях в идеальном случае можно было бы обойтись без
карданной передачи, однако в действительности вследствие прогиба и
перекосов рамы карданные передачи все же необходимы. Главная передача
в таких случаях жестко соединена с рамой автомобиля, и тогда перемещаются
полуоси ведущих колес, которые поэтому снабжаются карданными
шарнирами.
ВЕДУЩАЯ ОСЬ
Восприятие крутящего момента и толкающих усилий
Крутящий момент возникает при приведении в движение автомобиля
или в результате его затормаживания.
При наличии продольных рессор и открытого карданного вала с двумя
карданами реактивный момент, приложенный к главной передаче,
воспринимают продольные рессоры, которые жестко закреплены на оси (фиг. 1).
Это наиболее простая и дешевая конструкция. В таком случае рессоры
воспринимают, помимо вертикальной нагрузки, толкающие усилия и усилия
от реактивного момента.
Для подвесок других типов с поперечными, спиральными, торсионными
или резиновыми рессорными элементами нужны специальные упоры,
воспринимающие реакцию крутящего момента и толкающие усилия (фиг. 2).
Для карданного вала с одним шарниром, расположенным в трубе, не
нужны никакие специальные элементы, так как кожухи связаны с рамой
с помощью так называемой шаровой чашки (фиг. 2—4). Продольные рессоры
при этом соединяются с рамой при помощи сережек и должны работать без
передачи толкающих усилий. Так же работает и поперечная рессора, которая
может быть расположена за задней осью. Расчет указанных конструкций
приведен ниже.
Расчет привода с карданной передачей
Для автомобилей с двумя карданами и штангами для восприятия
реактивного момента (а также в случае восприятия вращающего момента рессорами)
требуется чисто статистический расчет (фиг. 5).
447

Фиг. 1. Рессоры, закрепленные на картере моста.
Фиг. 2. Рессоры, воспри-
■1550 - ни мающие только вес
автомобиля:
/ — шаровая упорная
чашка; 2 — штанга; 3 — труба
карданного вала; 4 —
поперечная рессора.
Фиг. 3. Шаровая чашка карданной трубы.
Фиг. 4. Передача
толкающего усилия с помощью
резинового шарнира.
448

1. Карданы вала и вал нагружаются только крутящим моментом, равным
1гМа. Удельное давление в шипах кардана не должно превышать 80—90 кг/см2
При более высокой нагрузке применяются игольчатые подшипники. Шиш.»
испытывают, кроме того, нагрузку на изгиб. При быстрой езде по неровне и
дороге длинные карданные валы прогибаются под действием собственного
веса, что не мешает передаче усилий, но может привести валы к критическим
колебаниям и вызвать шум.
Грузовые автомобили следует рассчитывать на крутящий момент на
первой передаче. Валы легковых автомобилей мог\т быть рассчитаны на
крутящий момент на второй передаче, так как
первая передача применяется на них очень редко
и в течение весьма коротких промежутков
времени.
2. Кронштейн штанги или рессора должны
передать на раму максимальный крутящий
момент iMd. Характер нагрузки на опоре
обусловливается ее конструкцией. Кронштейны,
штампованные из листового материала, жестко
укрепленные на заднем мосту, работают только на изгиб,
другие — на растяжение и сжатие, в то время
как пальцы крепления, особенно на картерах
заднего моста, работают на изгиб.
3. При передаче толкающих усилий каждая
рессора рассчитывается на усилие, равное 0,5Qr|x.
Рессоры также нужно дополнительно
рассчитывать на сопротивление продольному изгибу; при
самом сильном толчке деформация их должна быть
незначительной, чтобы при трогании автомобиля
с места задняя его часть не приподнималась.
Штанги работают также и на сжатие, и на
продольный изгиб. Если штанга, воспринимающая
крутящий момент, отсутствует и все усилия в этом
случае должны передаваться рессорами, то
рессоры должны воспринимать, кроме толкающего
усилия, и реактивный момент, который
нагружает каждую рессору изгибающими усилиями,
шенно обязательно наличие продольных рессор.
Фиг. 5. Усилия,
действующие на ведущую ось.
В этом случае совер-
4. Картер ведущего моста должен выдержать изгибающий момент от веса
автомобиля, приложенный между двумя опорами рессоры:
МХ = Щ- 1000а,
где а — расстояние от оси колеса до середины рессоры;
Q — давление на ведущий мост в т.
Момент толкающего усилия
Оба эти усилия возникают в плоскости колеса и приложены на одном
общем плече а, они взаимно перпендикулярны.
Складывая эти моменты, получим
М =
М\.
Кроме того, если G — суммарный вес ведущего моста в кг (включая и вес
кронштейнов, воспринимающих момент от двигателя, и вес карданного вала),
29 Вюссиен 449

то следует ввести суммарную величину веса деталей, сосредоточенных
в середине заднего моста, равную около 0,75G; тогда максимальный момент
где s — ширина колеи.
Момент 7И3 возникает в середине моста и действует в том же направлении,
что и момент Мг. Таким образом, опасное сечение находится в середине
заднего моста. Картер моста должен выдержать на всей своей длине еще
максимальный момент вращения, равный iMd. Следует также учитывать,
что через мост к кронштейнам или к рессорам передаются реактивные моменты
от торможения.
5. Полуоси, нормального ведущего моста испытывают нагрузку, равную"
половине максимального крутящего момента: •
2 imd — i5 d'
При наличии только одного шарнира в карданной передаче нужно иметь
в виду следующее.
Для случая, когда передается только крутящий момент, указанный
метод расчета можно применять без изменения. Для случаев одновременной
передачи крутящего момента и толкающего усилия этот метод не годится,
так как в конструкции нет специальной опоры, воспринимающей момент
вращения. Если задние рессоры не передают толкающего усилия, этот
метод не может быть использован, так как имеется толкающая карданная
труба.
Для расчета двух последних конструкций полуоси нужно учесть, что
упорная труба передает на раму как максимальный крутящий момент (iMd)>
так и максимальное толкающее усилие оси (1000 Qrl*). Оба вида нагрузки
создают сначала усилия на шарнирную опору на раме (шаровая чашка
карданной трубы), причем нагрузка от крутящего момента значительно
уменьшается вследствие большой длины трубы. Опора, состоящая, как
правило, из двух шаровых поверхностей, должна иметь большую опорную
поверхность и снабжаться достаточным количеством смазки.
Карданный вал должен допускать продольные перемещения. Фирма Nash
применяет вместо шаровых чашек упругое сочленение без смазки (резина),
как показано на фиг. 4.
Под действием толкающего усилия оси опорная труба работает на
продольный изгиб или на сжатие, а под действием максимального крутящего
момента в том месте, где труба соединяется с картером ведущего моста
подвергается наибольшему изгибу. Однако она не подвергается действию
крутящего момента, равного ixMd.
6. Нагрузки на ведущий мост при этой передаче большие, чем при
передаче усилий рессорами.
Величины моментов Mi и М% действуют в том же направлении и их можно
суммировать. Однако опасное сечение в середине моста испытывает, кроме
того, нагрузку от момента М2:
Л*; = -^1000|i-J--
Кроме полученного суммарного изгибающего момента
М =
следует также учитывать и максимальный крутящий момент iMd, который
действует при торможении на весь картер заднего моста.
Для полуосей метод расчета остается без изменения.
450

Фиг. 6. Восприятие усилий при торсионных рессорах и карданном вале с двумя сочленениями (Jovvett-Jowelin)

Фиг. 7. Подвеска с пружинными рессорами.

Приведенные выше данные можно легко применить и к тем приводам,
которые отличаются от обычных конструкций. Эти данные являются лишь
кратким обзором наиболее важных нагрузок, которые следует учитывать
при расчете ведущего моста. При применении нормальных коэффициентов
прочности, равных для валов 7—8, а для задних осей 10 и больше, указанный
выше метод расчета вполне применим.
На фиг. 6 изображена конструкция привода с поперечным расположением
торсионов.
Скручивающие моменты и нагрузки от веса воспринимаются продольными
параллельными рычагами, которые принимают на себя также толкающее
усилие.
Поперечные усилия
воспринимает наклонная поперечная штанга.
Все штанги в точках вращения
или снабжены сайлент-блоками,
или коническими резиновыми
втулками особой конструкции, которые
находятся под действием осевого
сжимающего усилия. Главная
передача имеет гипоидные шестерни.
Прототипом этой конструкции
является английский легковой
автомобиль Jowett-Jowelin с литражом
1,5 л; у него телескопические
амортизаторы расположены наклонно.
На фиг. 7 изображен
аналогичный привод с пружинами и
рычажным гидравлическим амортизатором
двойного действия. Все сочленения
снабжены резиновыми втулками.
Главная передача имеет гипоидные
шестерни. Колеса с проволочными
спицами закреплены на центральной втулке. Картеры ведущих мостов или
полуразгруженные полуоси нужно рассчитывать на динамические нагрузки,
возникающие при езде по неровной дороге. Опыты показали, что при наезде
автомобиля, имеющего сплошные шины, на препятствие высотой 25 мм
при скорости движения 25 км/час создается нагрузка на колесо, которая
в 7 раз больше статического давления на грунт.
При применении пневматических шин высокого давления максимальная
величина динамической нагрузки при прочих равных условиях достигает
всего 1,75 статического давления колеса на грунт, а при шинах низкого
давления — 1,35 статического давления колеса на грунт.
Не следует забывать об увеличении давления на заднюю ось при
преодолении подъемов. На больших подъемах давление возрастает значительно
и может дойти до 20% статического давления на ось. У грузовых автомобилей
с прицепом задняя ось тягача испытывает на подъемах добавочную нагрузку,
создаваемую прицепом (см. раздел I). Возникающие при эксплуатации
нагрузки на заднюю ось, следовательно, значительно больше статических
нагрузок, возникающих при движении по горизонтальному участку. Об этом
не следует забывать и при расчете необходимо учитывать.
Изложенные выше требования справедливы не только для жестких осей,
но и для независимых подвесок. В последнем случае картер главной передачи
жестко укреплен на раме, на которую передается часть усилий, а
скручивающие и толкающие усилия воспринимаются реактивными штангами.
На фиг. 8 изображен подобный привод с двумя карданами, торсионной
подвеской и реактивными тягами, несущими ступицу колеса.
Вес описанной конструкции незначителен и она обеспечивает надежную
устойчивость автомобиля.
453
12
Фиг. 8. Независимая подвеска колес Lagonda
(00 — ось качения балансира):
/ — картер главной передачи, жестко
закрепленный на раме; 2 — тормоз с внутренними
колодками; 3 — внутренний кардан полуоси; 4 — тор-
снон; б — резиновая шаровая опора реактивной
тяги; 6 — амортизатор; 7 — балансиры, несущие
втулки колес; 8 — внешний кардан полуоси;
9 — фланец для крепления колеса; 10 — рычаг
торсиона; 11 — поперечина рамы; 12 — шаровой
резиновый шарнир балансира.

Привод для автомобилей с несколькими ведущими осями
Причиной применения такого привода является следующее:
1. Необходимость создания грузовых автомобилей большой
грузоподъемности с тем, чтобы при этом не были превышены установленные законом
максимальные давления на ось (см. раздел I).
010 00
Фиг. 9. Привод двух задних осей.
2. Необходимость движения как пассажирских, так и грузовых колесных
автомобилей не только по дорогам, но и по бездорожью.
Увеличение грузоподъемности относится прежде всего к большим
грузовым автомобилям и автобусам, у которых расстояние между рессорами
задней оси не позволяет установить двойные
скаты большего размера. Суммарная ширина
таких шин, без учета требуемого размера
колеи, составляла бы свыше 1200 лш.
Такие автомобили в настоящее время
всегда имеют приводные задние оси, в то
время как передняя ось является только
направляющей.
Привод обоих задних мостов может быть
параллельным или тандемным. Первый
привод (фиг. 9, а) применяется фирмой Bussing-
Nag, другой (фиг. 9, б) применяется с
различными видоизменениями большинством фирАм.
На фиг. 10—13 дано схематическое
изображение таких приводов на обе задние
оси. Конструкция червячного привода
(фиг. 11) наиболее проста; этот привод имеет
наименьший вес.
У автомобилей с приводом на два моста
должно быть больше дифференциалов.
По поводу необходимости иметь третий
дифференциал между обоими мостами мнения расходятся.
Любое различие в радиусе качения шин ведущих
колес, вызванное отклонениями в давлении или износом,
выражается в том, что отдельные колеса стремятся вращаться с разным числом оборотов.
Если при этом оси жестко соединены одна с другой, то возникает неравномерное
распределение крутящего момента, приложенного к ним. Возникающая на практике эта
неравномерность распределения крутящего момента может быть устранена путем применения
третьего дифференциала. Для грузовых автомобилей высокой проходимости применение
дифференциала допустимо лишь в том случае, если он может блокироваться.
ГГж наличии третьего дифференциала можно выбрать размер ведущего моста, исходя
из по ювины возникающего суммарного крутящего момента.
454
Фиг. 10. Схема тандемного
привода для независимой подвески:
1 — ось колеса; 2 — червяк; 3 —
червячное колесо; 4 — конические
шестерни; 5 —цилиндрические шестерни;
6 — крестовина дифференциала с
коническими шестернями; 7 — картер
привода на ось.

3 2
Фиг. 11. Тандемный привод:
/ и 2 — передача цилиндрическими шестернями и карданное сочленение между обеими
осями; 3 — соединительный вал; 4 — карданное сочленение между обеими осями.
Фиг. 12. Тандемный привод с групповой передачей.
Фиг. 13. Тандемный приводcfчервячной передачей
/ — шина 36 X б для фургона; 2 — шина 36 X 7
для грузового автомобиля.
455

- Направление движения
••3 5
Автомобили повышенной проходимости имеют привод также и на передние
колеса, так как он необходим для езды по бездорожью. Некоторые автомобили
особого назначения имеют еще большее количество ведущих осей. Все
изложенное относится как к пассажирским, так и к грузовым автомобилям.
При наличии привода на четыре колеса требуется раздаточная коробка,
которая или объединяется с коробкой передач, или устанавливается рядом с
последней. На фиг. 14 дана схема подобного
механизма. Часто в раздаточной коробке
располагается и понижающая передача
(демультипликатор). От раздаточной коробки
идут два карданных в-ала к ведущим мостам.
Каждый мост имеет свой дифференциал,
который должен блокироваться или
принудительно, или автоматически. Этим
обеспечивается надежность движения по
бездорожью.
Понижающая передача позволяет, помимо
увеличения передаточного числа передач,
удваивать число передач коробки (фиг. 15).
Если имеется привод на передние колеса,
то рессоры автомобиля должны
подвешиваться так, чтобы не вызывать деформации
рамы и не нарушать необходимое
распределение веса между ведущими колесами. Следовательно, у такого
автомобиля схема подвески рессор и привода должна быть более тщательно
разработана по сравнению с четырехколесным автомобилем с одной ведущей осью.
При движении автомобиля по плохой дороге все ведущие колеса все
время соприкасаются с грунтом.
3 2
Фиг. 14.
Раздаточная
(схема):
коробка
/ — вал от коробки скоростей; 2 —
подвижная зубчатая муфта, служащая
для выключения или включения
приводов на оси; 3 — кардан; 4 —
карданный вал к передней оси; 5 —
карданный вал к задней оси.
Фиг. 15. Раздаточная коробка:
/ — коробка передач; 2 — кардан:
<?—-карданный вал к передней оси; 4 — карданный
вал к задней оси.
Фиг. 16. Смещения автомобиля,
происходящие при наличии шаровой
опоры.
Для свободного перемещения рессор, в случае нормального распределения
нагрузки между осями при наличии двух ведущих задних мостов, середину
рессоры крепят в подшипнике, причем безразлично, в одном или дзух
подшипниках.
Целесообразно применять по две рессоры на каждой стороне автомобиля,
если для подвижности осей и нормального распределения нагрузки обходятся
без реактивных штанг или карданных труб. Чтобы при подъеме рессоры
не перекашивались, устанавливают на картере моста (фиг. 16) шаровые
опоры крепления ушка рессоры или применяют качающиеся рессорные
серьги.
456

Фиг. 17. Автомобиль Scammel:
/ — кожух шестеренного привода на ось; 2 — глушитель.
Фиг. 18. Привод на колеса
автомобиля Scammel.
Фиг. 19, Грузовой автомобиль Ford с приводом на четыре колеса.
457

Конструкция английского автомобиля Scammel (фиг. 17) интересна тем, что в нем имеется
один обычный мост с двумя полуэллиптическими рессорами, подвешенными обычным
способом. На конце моста, где обычно размещается ступица колеса, в автомобиле Scammel
укреплен свободно качающийся балансир, на каждом конце которого установлено по колесу.
Передача крутящего момента осуществляется через целый блок шестерен (фиг. 18).
Преимущество этой подвески заключается в том, что колеса качаются только в одной плоскости и
расстояние между ними всегда постоянно. Отрицательным является очень большой вес неподрес-
-соренных деталей, что вызывает во время движения по бездорожью большие нагрузки на раму;
кроме того, рессоры передают толкающие и скручивающие усилия и, наконец, вследствие
непосредственного соединения колес шестернями
во время движения происходит
перераспределение нагрузок. Последнее обстоятельство
значительно снижает качество конструкции
автомобиля при движении по бездорожью.
В разделе «Рессоры» указаны
другие способы подвески колес.
Двухосные автомобили повышенной
проходимости с четырьмя ведущими
колесами большей частью имеют
разрезные оси. Грузовые автомобили, как,
например, General-Motors:Timken, Ford,
Marmon-Herrington и др., имеют
неразрезные цельные оси с продольными
рессорами и обычной их подвеской.
На фиг. 19 изображен такой
автомобиль (Ford). Это обычный грузовой
автомобиль с задними ведущими колесами, который превращен в мощный
грузовой автомобиль повышенной проходимости путем добавления
раздаточной коробки переднего карданного вала ведущего переднего моста с рулевой
трапецией.При этом сохранен достаточный дорожный просвет. На
автомобильных заводах обоих типов автомобили сходят с конвейера при максимальной
унификации деталей, так как ведущий передний мост состоит большей частью
из деталей, применяемых для заднего моста. На фиг. 20 показана раздаточная
коробка автомобиля Daimler-Benz.
Карданные валы
Карданные валы служат для передачи крутящего момента от двигателя
и коробки передач к ведущему мосту. Различают карданные передачи с двумя
карданами и с одним. Одно карданное сочленение применяется тогда, когда
Фиг. 20. Раздаточная коробка
автомобиля с двумя ведущими осями (Daimler-
Benz).
Фиг. 21. Карданный вал с двумя шарнирами.
весь крутящий момент и толкающее усилие воспринимает карданная труба
и ее шаровая опора.
Передача с двумя карданными сочленениями применяется тогда, когда
крутящие моменты, возникающие в заднем мосту, воспринимаются рессорами
или специальными реактивными штангами.
На фиг. 21 показана новейшая конструкция вала с двумя карданами.
Один конец его имеет шлицы, чтобы были возможны продольные перемещения.
Шлицы следует рассчитывать на нагрузку, создаваемую максимальным
крутящим моментом, который получается за коробкой передач, т. е. при
включении первой передачи или передачи заднего хода. Если нет центрального
тормоза, то величину крутящего момента увеличивают только вдвое для учета
динамических нагрузок. Если центральный тормоз есть, то вал следует рас-
458

считывать на максимальный момент, который могут передать задние колеса
во время торможения при р = 0,75.
Вал делают из тонкостенных труб, по возможности большого диаметра,
Он рассчитывается на критическое число оборотов, которое может возникнуть
в том случае, если рабочее число оборотов двигателя увеличится в 1,8 раза-
Длина вала не должна превышать 1,7 м. Если же длина его должна быть
больше, то вал следует разрезать и снабдить дополнительным карданом.
В легковых автомобилях часто удлиняют вторичный вал коробки передач,
чтобы таким образом получить короткий карданный вал.
Расчет на скручивание производится по формуле
к
Mt-—шь *d>
Mt — максимальный крутящий момент в см/кг;
D — внешний диаметр трубы в см;
d — внутренний диаметр трубы в см;
kd — допустимое напряжение в материале в кг/см3.
Фиг. 22. Карданная передача автомобиля Fiat
Критическое число оборотов
где / — длина трубы в см.
Вал должен быть хорошо динамически сбалансирован. Чтобы избежать
резонанса, максимальное рабочее число оборотов вала должно быть по
крайней мере на 10% меньше расчетного критического числа оборотов.
В карданах не должно быть зазоров.
Чтобы предохранить трансмиссию от жестких ударов, у
автомобиля Fiat 1400 к короткому карданному валу между коробкой передач
и передним карданом введен тонкий вращающийся валик. Этот валик
расположен в защитной трубе и установлен одним концом на подшипнике
качения с резиновыми сальниками. Подшипник находится на поперечной балке
рамы. Присоединение промежуточного валика к валу коробки передач
осуществлено с помощью резиновой муфты. Длина промежуточного валика
равна длине карданного вала, соединенного с гипоидной главной передачей
(фиг. 22).
Карданный вал должен быть насколько возможно коротким. Поэтому
часто приходится применять промежуточный вал. Необходимо, чтобы у
промежуточного вала был упорный шарикоподшипник, который непременно
должен иметь резиновую подвеску для обеспечения спокойной работы
трансмиссии. В этом случае трансмиссия будет иметь три кардана: два для
карданного вала и один для промежуточного вала. Последний кардан (фиг. 23)
расположен у коробки передач и может быть выполнен в виде резиновой
муфты.
О карданных шарнирах см. в разделе «Муфты».
Карданные валы для привода ведущих передних колес должны иметь
шарниры с большими угловыми отклонениями и равными угловыми
скоростями.
При движении автомобиля по кривой наибольший угол поворота
внутреннего колеса обычно доходит до 35°. Лучше, если он достигнет 45°. Но в настоя-
459

щее время не существует шарнира, удовлетворяющего такому требованию.
Поэтому часто применяются два расположенных последовательно кардана
(фиг. 24), каждый с углом поворота 20°, которые и обеспечивают равенство
угловых скоростей. На фиг. 22 схематически изображено сочленение для
передней оси с независимой подвеской.
Все известные до настоящего времени
одинарные шарниры не имеют такого
большого угла поворота. Вот почему
большинство автомобилей с приводом
на передние колеса имеют больший
радиус поворота, чем обычные.
Фиг. 23. Промежуточный подшипник
карданного вала.
Фиг. 24. Карданная передача к передним
колесам при наличии независимой
подвески.
Автомобили повышенной проходимости с приводом на четыре колеса
иногда имеют четыре управляемых колеса. В этом случае достаточен угол
отклонения шарнира всего 20°. Поэтому в автомобилях этого типа можно
применять карданные валы, имеющие только один шарнир.
Фиг. 25. Привод к передним колесам с двойным шарниром*
/ — внутренняя вилка; 2 — шаровой упор; 3 — внешняя вилка; 4 — внешний валик; 5 — сдвоенная
вилка, 6 — крестовина шарнира; 7 — внутренний валик делителя углов поворота.
Для карданного вала при жесткой оси также нужны два последовательно
включенных шарнира (фиг. 25) или шарнир постоянных угловых скоростей
(см. р аздел «Муфты»).
Число оборотов полуосей, передающих мощность от дифференциала на
колеса, сравнительно мало и редко превышает 900 в минуту, а часто оно
даже ниже. Поэтому смазка таких шарниров значительно проще смазки
шарниров валов, идущих от коробки передач к главной передаче. У колес
нельзя применять простые резиновые шарниры или резиновые шарниры
с текстильной основой, так как угол отклонения их недостаточен (см. раздел
«Муфты).
460

Главная передача и дифференциал
Для главной передачи могут быть использованы:
1) конические шестерни (со спиральными зубьями и гипоидные);
2) червячный привод (см. соответствующий раздел);
3) двойная передача (конические и цилиндрические шестерни);
4) двухступенчатая передача.
Для дифференциала могут быть использованы:
1) конические шестерни;
2) цилиндрические шестерни;
3) червячная передача (самотормозящая;;
4) храповой механизм (самотормозящий).
В главной передаче легковых автомобилей применяются конические
шестерни со спиральными зубьями и гипоидные шестерни. В дифференциале
для легковых автомобилей применяются конические шестерни.
В главной передаче грузовых автомобилей употребляются конические
шестерни; при наличии двойной передачи к ним присоединяются еще
цилиндрические шестерни.
Для дифференциала грузовых автомобилей могут быть использованы
конические шестерни, частично самотормозящие червячные передачи.
Главная передача
Червячные передачи применяются на легковых и грузовых автомобилях.
Если применяется червячная передача с нижним расположением червяка,
то в легковых автомобилях получается малый дорожный просвет. В грузовых
автомобилях червяки главной передачи располагаются наверху, вследствие
чего получается больший просвет, необходимый для движения этих
автомобилей в условиях бездорожья.
Двойная передача необходима для грузовых автомобилей большой
грузоподъемности, так как при большом числе оборотов двигателя и большом
диаметре шин требуется наличие большого передаточного числа. Червячные
передачи можно конструировать с большим передаточным числом, поэтому
отпадает необходимость в двухступенчатых передачах.
Двухступенчатые главные передачи применяются в автобусах и грузовых
автомобилях для снижения числа оборотов двигателя при движении
автомобиля с большой скоростью (по автострадам или без груза). При таком приводе
можно сохранить одновременно и большое передаточное число, необходимое
для преодоления подъемов и препятствий под нагрузкой.
Расчет главной передачи производится по максимальному крутящему
моменту, который подводится к нему через карданный вал. При этом следует
умножить крутящий момент Md двигателя на коэффициент редукции,
соответствующий первой передаче. В случае многоосного привода, на привод
каждой оси приходится только часть общего крутящего момента,
соответствующая доле общей нагрузки, приходящейся на данную ось.
Следовательно, раздаточная коробка должна передавать суммарный
крутящий момент, в то время как карданные валы, идущие к мостам,
воспринимают только соответствующую часть его. Если две оси включены
последовательно, то карданный вал от раздаточной коробки до первого моста
воспринимает полную нагрузку.
Суммарный крутящий момент на первой передаче используется редко,
так как сцепление шин с дорогой большей частью недостаточно. Поэтому
следует производить и обратный расчет, причем нужно исходить из
наибольшего допустимого давления на оси и из наибольшего коэффициента
сцепления шин с дорогой. За основу следует брать то давление на ось,
которое испытывает ведущая задняя ось при преодолении самого большого
461

подъема. Особенно это относится к расчету главной передачи тягача.
Следовательно,
где Р — наибольшее давление на ось;
р- — коэффициент сцепления шин с дорогой; в данном случае р* = 0,7;
г — радиус качения шины.
Величина Md, разделенная на величину передаточного числа первой
передачи, должна быть равна крутящему моменту, создаваемому двигателем.
Только в этом случае наблюдается полное использование крутящего момента
двигателя при данном передаточном числе коробки передач. Это положение
особенно справедливо для грузовых автомобилей. Для легковых автомобилей
при расчете привода достаточно исходить из давления на ось и величины
коэффициента сцепления шин с дорогой, так как момент Md на валу
двигателя всегда значительно больше, особенно при движении на первой и второй
передачах.
Дифференциал
Кинематика дифференциального механизма подробно рассмотрена в
разделе I.
Принцип работы дифференциала виден из фиг. 26, а. Если к коробке 3
дифференциала приложен крутящий момент (большей частью с помощью
конических шестерен), то этот момент передается полуосям 1 через
сателлиты 2 (обычно их бывает два,
три или четыре) шестерням 4,
находящимся с ними в
зацеплении. Последним
передаются благодаря равенству
плеч, к которым приложены
усилия, одинаковые
крутящие моменты. Распределение
усилий не нарушается, если
полуоси /, которые соединены
с ведущими колесами, будут
вращаться с неодинаковой
скоростью. Оно сохраняется
даже тогда, когда коробка
дифференциала затормажи -
вается. Дифференциал не
работает только во время
движения по прямой и при одинаковом радиусе качения ведущих колес. В
действительности же он находится все время в непрерывной работе. Вместо
конических шестерен 4 могут быть применены цилиндрические шестерни (фиг, 26,6).
Однако конструкция дифференциала с цилиндрическими шестернями
сложнее и занимает больше места.
На фиг. 27 изображен дифференциал с цилиндрическими шестернями. Уменьшение его
габаритных размеров достигается тем, что обе цилиндрические шестерни, жестко соединенные
в одно целое с полуосями, имеют одинаковое число зубьев, но разный модуль. Сателлиты
сделаны как сдвоенные цилиндрические шестерни с одинаковым числом зубьев и разным модулем.
Это позволило придвинуть обе цилиндрические шестерни очень близко одна к другой
(расстояние между ними равно 3 мм).
На схеме хорошо видна конструкция этого механизма. На обеих полуосях 3 и 8
установлены две цилиндрические шестерни 4 и 7. Левая шестерня имеет 21 зуб с модулем 4,5; правая
шестерня также имеет 21 зуб, но с модулем 5 (следовательно, с большим диаметром). Между
обеими шестернями имеется незначительный зазор. Передача усилия с одной цилиндрической
шестерни на другую осуществляется с помощью трех сателлитов 6. Каждый из них
представляет собой сдвоенную шестерню. Левая половина сателлита, несколько меньшая по диаметру,
имеет 11 зубьев с модулем 4,5 и находится в зацеплении с соответствующей цилиндрической
шестерней 4 через промежуточную шестерню 2. Соответственно числу сателлитов имеются три
промежуточные шестерни "2. Правая половина сателлита (большего диаметра) также имеет 11
462
Фиг. 26. Дифференциал:
а — с коническими шестернями; б — с цилиндрическими
шестернями.

зубьев, но с модулем 5; она находится в непосредственном зацеплении с цилиндрической
шестерней 7. Весь механизм заключен, как обычно, в коробку 1. Ведущей шестерней может быть,
или шестерня 5, или червячное колесо.
Такой дифференциал с цилиндрическими шестернями был уже установлен в троллейбусе
вагоностроительного завода Uerdingen A. G. и вполне себя оправдал во время длительных
испытаний.
В некоторых случаях применение дифференциала может привести к
отрицательным явлениям, если, например, коэффициент сцепления у одного*
колеса автомобиля меньше, а у другого колеса больше, чем необходимо для
передачи окружного усилия, требующегося для приведения автомобиля
в движение. Тогда автомобиль будет стоять, в то время как первое колесо
будет вращаться, а второе будет неподвижно. Чаще всего это явление будет
наблюдаться в грузовых
автомобилях, так как при меньшей скорости
движения им требуются большие
тяговые усилия. Поэтому иногда
в грузовых машинах устанавливают
между обеими полуосями блокирую-
Фиг. 27. Дифференциал с цилиндрическими
шестернями (Caunits).
Фиг. 28. Схема расположения
дифференциалов на двухосном автомобиле.
щее приспособление, которое выключает дифференциал. Включение
блокировки производится принудительно.
Место установки дифференциала совершенно не влияет на его работу.
Дифференциалы допускают вращение задних колес автомобиля на
поворотах с различной скоростью. Кроме того, облегчается преодоление неровностей
дороги.
Дифференциалы в разрезных мостах не должны блокироваться, так как
конструкции дифференциалов с самотормозящими приспособлениями еще
не отработаны. Применять их следует с большой осторожностью.
Вследствие ограниченного пространства, имеющегося для дифференциала
внутри картера моста, а также ввиду передачи им больших усилий,
необходимо принимать при расчете, что в зацеплении находятся все сателлиты
и что усилие Р на зуб распределено равномерно между всеми работающими
зубьями. Отсюда получим давление на зуб, равное
Р - Р
где i — число сателлитов.
При расчете сателлитов на прочность нужно учитывать, что они
изготовлены из цементованной стали с К = 400 ч- 600 кг/см2.
Шестерни должны иметь корригированное зацепление с укороченными
зубьями, так как число зубьев невелико.
Целесообразность применения межосевых дифференциалов в автомобилях
с приводом на несколько осей в настоящее время еще не совсем ясна. Для
каждой оси применяется свой дифференциал. Конструкция, при которой
мосты соединены через дифференциал, распределяющий крутящий момент,
согласно нагрузке на ось, встречается очень редко. Так, например, у
двухосного грузового автомобиля с четырьмя ведущими колесами (фиг. 28) в
раздаточной коробке 3 расположен дифференциал 2, причем каждая из осей
имеет, кроме того, свой дифференциал 1. Давление на переднюю ось равно
2000 /сг, на заднюю 4000 кг, так что дифференциал 2 должен передавать
463

крутящие моменты в отношении 1 : 2 (2000 : 4000); следовательно,
передаваемое при одном и том же числе оборотов усилие на переднем мосту должно
быть вдвое меньше усилия, передаваемого на задний мост. Следует напомнить,
что дифференциал 2 должен обязательно блокироваться, так как в противном
случае часто будет происходить буксование.
Для двух задних ведущих мостов не требуется дифференциальной связи,
потому что они расположены очень близко один к другому; если
дифференциал в таком случае применяется, то усилия, передаваемые к каждому мосту,
должны быть равны (отношение 1:1).
Если применяется привод на шесть колес, то между передним мостом
и обоими задними мостами может быть установлен дифференциал, который
должен распределить подведенный к нему крутящий момент соответственно
f-
Г
r*-
/ 1 v
а™-
Н-у
8)
Фиг. 29. Различные типы дифференциалов:
41 — с передачей различных крутящих моментов, но при одинаковом числе оборотов; б
Daimler-Benz; в — с отключением одного из ведомых валов.
автомобиля
нагрузкам на оси. Давление на оси распределяется следующим образом:
на переднюю ось оно равно 1500 кг, на каждую заднюю ось 1200 кг;
следовательно, крутящий момент распределится согласно отношению 1500 : (1200+
+ 1200) = 1 : 1,6.
Существуют разные конструкции таких дифференциалов. Яснее всего
принцип их работы показан на фиг. 29, а, на которой изображен
дифференциал с коническими шестернями. Оси сателлитов и расположены наклонно,
так что обе боковые шестерни имеют разные диаметры делительных
окружностей R1 и R2, пропорциональные распределению передаваемого
крутящего момента.
Описываемый дифференциал можно сконструировать с цилиндрическими
шестернями или двумя комплектами конических сателлитов (фиг. 29, б),
•отличающихся разными углами а и р сателлитов 1 я 2. Отношение
tg р : tg а пропорционально отношению крутящих моментов обоих
приводных валов.
Дифференциал можно также использовать как одноступенчатую коробку
передач. Если скорость полуосевой шестерни равна нулю, то скорость
шестерни с другой стороны будет равна 2п, где п — число оборотов ведущего
вала. Если при наличии дифференциального привода на четыре колеса
отключить передний мост и запереть шестерню его привода, то задний мост
увеличит вдвое число оборотов. Этим будет достигнута большая скорость
автомобиля (фиг. 29, в).
Это следует иметь в виду и при одностороннем поднятии ведущего моста
автомобиля домкратом. Если при этом двигатель работает с включенной
коробкой передач, то вследствие неподвижности колеса, стоящего на земле,
поднятое вверх колесо вращается со скоростью, вдвое большей по сравнению
с той, с которой оно вращалось бы во время движения автомобиля.
На фиг. 30 показана конструкция дифференциала для мостов легковых
автомобилей. Для этого дифференциала достаточно двух са]еллиюв, расио-
464

ложенных на оси, закрепленной во вращающейся коробке дифференциала
(фиг. 31), на которой сидит ведомая коническая шестерня.
Коробку дифференциала изготовляют из ковкого чугуна или из поковки.
Коробка может иметь разъем в плоскости осей сателлитов, а также может
быть и неразрезной (только при наличии двух сателлитов).
Обычно применяют несколько сателлитов — большей частью два, три
или четыре. Этим достигается возможность получения небольших размеров
дифференциалов и удается избежать действия изгибающих усилий на ось.
Конические шестерни дифференциала
обычно установлены в бронзовых
втулках. Осевые давления
воспринимаются непосредственно трущимися
поверхностями сателлитов. Коробка
дифференциала опирается на
подшипники качения, и при наличии
конической передачи осевые нагрузки
воспринимаются этими же
подшипниками. В особых случаях подшипники
воспринимают также боковые
динамические нагрузки на полуоси.
Фиг. 30. Конструкция дифференциала.
Фиг. 31. Чашка дифференциала.
Шестерни и полуоси, так же как и коробку передач, делают из
высококачественной легированной стали
Самоблокирующиеся дифференциалы представляют собой механизмы
свободного хода или самотормозящие червячные механизмы.
Дифференциал первого типа показан на фиг. 32-у а. Он состоит из следующих основных
деталей
1) корпуса 3, соединенного с ведомой шестерней 2 главной передачи, в корпусе 3 имеются
внутри два ряда профилированных выступов для движения вперед и назад
2) двух втулок / и 5, соединенных с полуосями и имеющих наружную цилиндрическую
беговую поверхность
3) двух сепараторов 6 и 7 с роликами 4.
При вращении ведущей шестерни вперед или назад ролики 4, лежащие в гнездах
сепараторов 6 и 7, прижимаются под действием выступов корпуса 3 к втулкам / и 5, увлекают их
за собой, а вместе с ними и полуоси
При повороте автомобиля когда как известно, внешнее колесо должно пройти больший
путь, чем внутренние, одна из втулск (например, /) вращается быстрее и увлекает за собой
ролики Вследствие этого внешнее колесо может вращаться с большей скоростью, чем
внутреннее
Если автомобиль после поворота идет по прямой, го сепаратор 7 с роликами 4 соединяет
корпус 3 с втулками / и б в результате чего дифференциал опять выключается.
При заднем ходе автомобиля дифференциал работает точно так же.
Преимущество самотормозящего дифференциала заключается в юм, что при езде по
прямой оба кслеса всегда вращаются с одинаковой скоростью, независимо от величины
коэффициента сцепления между колесом и полотном дороги; следовательно, проскальзывание колес
по полотну дороги невозможно.
30 Бюссиен 4(35

Фиг. 32. Самоблокирующие дифференциалы:
а — фирмы Prometheus; б — фирмы Friedrichshafen.
Разрез по ВВ
Разрез по 65
Фиг. 33. Самоблокирующий дифференциал червячного типа (Rheinmetall).
4С5

На фиг. 32, б изображен дифференциал, принцип работы которого
аналогичен принципу работы свободного хода дифференциала, описанного
выше.
Эффективность работы и срок службы этих механизмов исключительно
зависят от износа профилированных выступов роликов и коробки.
Фирма Rheinmetall применяла для самоторможения червячный привод
(фиг. 33).
Принцип его работы следующий. В коробке дифференциала, которая приводится во
вращение с помощью червяка / и червячного колеса 2, установлены четыре вращающихся
небольших червячных колеса 3, которые расположены с правой и левой стороны средней плоскости
и находятся в зацеплении с малыми блокирующими червяками 4 и 7.
Блокирующие червяки 4 или 7, установленные на ведущей части дифференциала,
находятся в зацеплении с червячными колесами 5 или 6, сидящими на полуосях. Таким образом,
Фиг. 34. Схема силовой передачи:
/ — передний мост; 2 — двигатель; 3 — сцепление; 4 — коробка передач: 5 — кардан;
6—карданный вал; 7 — кардан; 8 — главная передача; 9 — полуось; 10 — задний
мост; И — дифференциал.
оба ведущих колеса связаны между собой системой четырех червячных передач (6—7, 7—3,
3—4, 4—5). В результате такого устройства можно уравнять скорости колес автомобиля при
повороте его или при разных диаметрах шин.
Чтобы нагрузку на зубья у этих механизмов держать в допустимых пределах,
самотормозящий дифференциал имеет четыре включенные параллельно червячные пары. На разрезе АЛ
можно увидеть четыре червячных колеса 3, расположенных в коробке дифференциала. В
сечении ВВ видны соответствующие червяки 4, сцепленные с червячным колесом 5, соединенным
с одной из полуосей. Если одно из двух ведущих колес теряет во время езды сцепление с
дорогой, попадая на сухой сыпучий песок или на гладкий лед, и начинает буксовать, то вследствие
малого к. п. д. последовательно включенных червячных передач предотвращается буксование
ненагруженного колеса. Величина отношения крутящих моментов ведущих колес, на которую
дифференциал рассчитан, должна определяться соответствующим выбором угла наклона
нитки червячных зацеплений
Эффективность самоторможения дифференциалом упомянутых трех конструкций можно
проверить следующим образом. Одно заднее колесо автомобиля устанавливается на обильно
смазанном маслом металлическом листе. Перед другим задним колесом кладут в направлении
движения автомобиля деревянный брус высотой 10 см и пускают автомобиль. Сцепленное
с полотном дороги колесо, т. е. то, перед которым лежит препятствие, приводится в движение
дифференциалом, и автомобиль преодолевает препятствие. Если бы в автомобиле был диф.
ференциал несамотормозящего типа, то колесо, перед которым находилось препятствие,
стояло бы неподвижно, а колесо, стоящее на смазанном маслом металлическом листе,
вращалось бы. В этом случае автомобиль не сдвинулся бы с места.
Можно проделать и такой опыт: если одно колесо автомобиля при наличии дифференциала
с коническими шестернями поднять с помощью домкрата, то после включения будет вращаться
только поднятое колесо, в то время как стоящее на земле колесо, а следовательно, и автомобиль
останутся неподвижными. При наличии самотормозящего дифференциала колесо, стоящее
на земле, будет вращаться с той же скоростью, что и поднятое с помощью домкрата колесо,
т. е. автомобиль начнет двигаться, так как оба колеса связаны между собой через
дифференциал.
На фиг. 34 приведена схема передачи от двигателя к задним ведущим колесам.
Для привода ведущего моста при высоком передаточном числе следует применять
конические шестерни с корригированным зацеплением, независимо от того, какие зубья имеют
шестерни — прямые или спиральные.
Выбор передаточного числа зависит от требуемой скорости движения автомобиля и
мощности двигателя. У легковых автомобилей передаточное число колеблется в пределах от 3,2 : 1
до 6,2 : 1, у грузовых автомобилей — от 5,2 : 1 до 7,5 : 1, а иногда и выше.
На фиг. 35 показаны главные передачи легковых автомобилей.
30*
467

Гипоидными коническими шестернями являются конические шестерни
со спиральными зубьями, у которых ось малой ведущей шестерни не
пересекает ось большой ведомой шестерни, а расположена под серединой оси
ведомой шестерни или над ней (фиг. 36). У легковых автомобилей ось
ведущей шестерни должна всегда лежать ниже оси ведомой шестерни.
Фиг. 35. Задний мост с гипоидной передачей легкового автомобиля (Jowett-Jowelin).
Преимуществом гипоидных конических шестерен являются: бесшумная
работа, приспособленность к большим нагрузкам, возможность получить
большее передаточное число при небольшом числе зубьев ведущей шестерни,
больший срок службы по
сравнению с обычными
коническими шестернями
с прямыми или
спиральными зубьями, высокий
к. п. д.
Из приводимых фирмой
Gleason данных вытекает
следующее*
1 Диаметр ведущей
шестерни может быть на 20—30%
больше диам^ра обычной
конической meciepHH Это позволяет
делать ведущую шестерню с
меньшим числом зубьев, а
следовательно, иметь меньший диаметр
ведомой шестерни при
сохранении первоначально вычисленного
давления на зубья.
Тангенциальное давление на зуб на 10%
меньше, давление на зуб при
ходе колеса на 8% меньше,
давление на зуб при заднем ходе на
15% меньше.
2 Суммарное давление на
зуб у гипоидных шестерен равно
приблизительно 1,06 тангенциального давления на зуб, в то время как конические шестерни
с прямыми и спиральными зубьями имеют суммарное давление на зуб, равное 1,28
тангенциального. В зависимости от угла спирали зуба и смещения оси суммарное давление на зуб на
25—30% меньше у гипоидных конических шестерен по сравнению с обычными коническими
шестернями, имеющими спиральные зубья
'6 В резулыате смещения оси ведущей шестерни допустимо более низкое расположение
карданного вала, и таким образом можно опустить раму, следовательно, обеспечить более
низкую посадку автомобиля.
468
Фиг. 36. Гипоидная передача (Rickstall Leeds).

4. Можно получить высокие передаточные отношения (11 : 1 и выше), не получая при
этом слишком большого уменьшения ведущей шестерни или соответственного увеличения
диаметра ведомой шестерни (например, при передаточном отношении 10 : 1 диаметр большой
ведомой шестерни равен 254 мм, диаметр ведущей шестерни 46 мм, в то время как при обычной,
системе зацепления ее диаметр равнялся бы 25,4 мм).
5. При равных диаметрах гипоидная передача имеет по отношению к передаче
коническими шестернями со спиральными зубьями (принятыми за единицу) преимущество,
заключающееся в способности воспринимать большее давление на единицу поверхности в 1,48; 1,66'
и 1,87 раза при углах наклона зуба, равных соответственно 5, 10 и 15°.
6. Обкатывание зубьев в сочетании с некоторым скольжением создает бесшумную,
спокойную работу механизма и больший срок его службы
Фиг. 37. Задний мост грузового автомобиля (Henschel).
7. Зубья шестерен гипоидной передачи имеют большую длину дуги зацепления и
увеличенное перекрытие зубьев, так что практически обеспечивается непрерывность зацепления.
8, Трудоемкость изготовления гипоидной передачи такая же, как у обычных конических
шестерен со спиральными зубьями (фирмы Gleasor).
9 Смещение оси ведущей шестерни может быть сделано общим для нескольких
передаточных шсел. Можно, например, при смещении оси соответствующем нормальному
передаточному числу, равному 5,5, применять передаточные отношения, равные 5,0; 4,54, а также и 6,25.
Это значит, что в нормальном картера заднего моста с определенным смещением оси можно
вмонтировать четыре передачи с различными передаточными числами, не прибегая к каким-
либо конструктивным изменениям.
Вследствие скольжения при зацеплении для гипоидных шестерен
требуются специальные высококачественные смазочные вещества (гипоидные
смазочные масла высокого давления) и тщательный уход за ними.
Гипоидные передачи нашли широкое распространение в главных передачах
автомобиля.
На фиг. 35 и 36 показаны оси с такой передачей.
На фиг. 37 изображен задний мост грузового автомобиля с передачей
коническими шестернями типа Gleason и с дифференциалом с
принудительной^ блокировкой. Так как при блокированном дифференциале весь
крутящий момент передается к колесу одной полуосью, поскольку одно из колес
автомобиля не имеет сцепления с дорогой, то каждую из полуосей следует
рассчитывать на весь максимальный крутящий момент. ;
Если передаточное отношение, создаваемое коническими шестернями
в грузовых автомобилях (до 7,5 : 1), недостаточно, то следует применять
приводы на оси с двойной понижающей передачей. Передача будет тогда
состоять из передачи конических и цилиндрических шестерен. В одном
469

случае конические шестерни расположены в картере главной передачи
заднего моста и приводят во вращение дифференциал, а цилиндрические
шестерни располагаются в колесных редукторах (фиг. 38, а, б), в другом
случае обе передачи расположены в картере главной передачи (фиг. 39).
На фиг. 38 дано схематическое изображение моста для автобусов, который
обеспечивает относительно низкое расположение пола кузова и достаточный дорожный просвет.
Все механизмы описанной конструкции в отношении подбора подшипников герметичны.
На фиг. 39 изображен привод моста с двойной передачей, расположенной в картере
главной передачи. Вращение ведущего вала /, который при включении высшей ступени коробки
передач вращается с такой же скоростью, как и коленчатый вал двигателя, передается на
задние колеса через конические
шестерни 2, 5 и цилиндрические шестерни 6, 7
с общим передаточным отношением
45
2\_
41
1
6,75"
Стальной литой корпус 3 имеет
разъем по горизонтальной плоскости;
в нем имеются закрытые гнезда 4%
Фиг. 38. Привод на ось автомобиля с зубчатой
понижающей передачей,
Фиг. 39. Привод на ось с двойной
передачей, расположенной в картере
главной передачи
шарикоподшипники большого диаметра, в которых вращается короткий просверленный по
длине промежуточный вал 10. Большая коническая шестерня 5, точно так же как и
соединенная с ней зубчатой муфтой цилиндрическая шестерня 6, закреплена на промежуточном
валу, но без прессовой посадки. Вследствие этого обе шестерни могут перемещаться по оси
промежуточного вала и поэтому работают почти без шума. При правильной сборке шестерни
фиксируются в осевом направлении с одной стороны упорным подшипником, а с другой
стороны установочной гайкой 11. Ведомая цилиндрическая шестерня 7 связана с коробкой 8
дифференциала, которая вращается на двух шарикоподшипниках. В коробке в бронзовых
втулках вращаются полуосевые шестерни. Втулки имеют буртики, с которыми они
фиксируются в осевом направлении.
Ведущая коническая шестерня 2 ведущего вала выполнена как одно целое с валом и
установлена на трех радиальных и одном упорном подшипниках
Полуоси 9 снабжены шлицами и свободно вставляются в полуосевые шестерни; при смене
полуоси легко могут быть вынуты
Иногда двойную передачу применяют в тех случаях, когда передаточные
отношения меньше 1 : 7, например, в автобусах, где требуется наименьшая
высота пола от земли. Это может потребоваться даже при передаточном числе
470

1 : 5,5. Наружные размеры шестерен становятся тогда небольшими и поэтому
для моста нужно меньше места. Кроме того, главная передача может быть
расположена так, как показано на фиг. 38, т. е. ниже центра колес,
вследствие чего значительно уменьшается высота пола.
Передачу с цилиндрическими шестернями можно устанавливать и в
ступицах колес (фиг. 40).
Эта передача сконструирована так, что ступицы задних колес соединены с
цилиндрическими шестернями 1> которые приводятся во вращение через малые ведущие шестерни 2,
находящиеся на концах полуосей. Полуоси расположены не в вертикальной плоскости,
проходящей через центры колес, а сбоку от нее. Как видно из чертежа, можно выполнить этот
привод таким образом, чтобы картер заднего моста незначительно выдавался над осью колеса»
вследствие чего пол автобуса может располагаться очень низко.
Фиг 40 Привод на ось автомобиля с понижающей
передачей цилиндрическими шестернями, установленными на
ведущих колесах автомобиля.
Двойная передача, размещенная в картере заднего моста, может быть
сконструирована для применения в автомобилях как с высоким (фиг. 41, а),
так и низким расположением рамы (фиг. 41, б). При этом применяются одни
и те же детали, только в перевернутом виде.
Двухступенчатая главная передача для легковых автомобилей
применяется в качестве ускоряющей передачи (фиг. 42). Передаточные числа
равны 1 и 1,285, так что карданный вал и, следовательно, двигатель могут
на той же скорости движения вращаться с числом оборотов, на 28,5%
меньшим. Ускорение осуществляется с помощью планетарной передачи, которая
ведет дифференциал. Переключение передач осуществляется с помощью
кулачковой муфты, передвигаемой вакуум-цилиндром, связанным с трубой
двигателя. Этот механизм применяется теперь также для грузовых
автомобилей.
В грузовых автомобилях применяется двухступенчатый привод заднего
моста в сочетании с понижающей передачей (фиг. 43). Фирма Timken в США
•применяет такую же ось (фиг. 44).
Как видно из фиг. 44, особенность конструкции передачи состоит в том, что в механизме
применяется вторая пара цилиндрических шестерен, которая, как и первая, может
включаться и выключаться с помощью кулачкового устройства. При наличии обычной
четырехступенчатой коробки передач в распоряжении водителя оказывается восемь передач.
471

с 41. Двойная передача автомобилей Фиг. 42. Двухступенчатая главная передача.
с высоким и низким расположением рамы.
Фиг. 43. Схема двухступенчатой
передачи с механизмом с
переключением.
Фиг. 44. Двухступенчатая передача фирмы Timken.
472

Две передачи могут быть осуществлены с помощью двух комплектов
конических шестерен (фиг. 45). В этой очень старой конструкции, которая теперь
опять находит применение, для переключения использованы кулачковые
муфты. Недостатком этой конструкции является большой вес и отсутствие
бесшумности, которая требуется в легковых автомобилях. Такая передача
находит применение в грузовых автомобилях.
Подшипники главных передач должны быть надежными и прочными,
поэтому здесь применяются исключительно подшипники качения.
Картеры, в которых монтируются подшипники качения, должны обладать
достаточной жесткостью. Нет никакого смысла применять большие
подшипники, а картеры для них делать настолько слабыми, что они
деформируются под действием реакций (см. раздел «Подшипники»),
Картеры мостов
Существуют различные способы изготовления картеров мостов.
Наибольшей легкости при достаточной прочности достигают применением деталей,
штампованных из листа, Применяют также стальные литые картеры,
стальные литые картеры с запрессованными или вваренными трубами полуосей
и картеры из легких сплавов с запрессованными трубами полуосей
(см. фиг. 35).
На фиг. 46 изображен штампованный сварной легкий картер из
листового металла. Это обычная конструкция картера для легковых
автомобилей; для повышенных нагрузок картер может быть усилен специальными
цельнотянутыми трубами (фиг. 47). Этот картер может быть также
использован для грузовых автомобилей небольшой грузоподъемности.
Для грузовых автомобилей большой грузоподъемности и автобусов,
применяют картеры, сделанные из специального стального литья. На фиг. 48
изображен такой картер для моста, имеющего дополнительную передачу
с цилиндрическими шестернями, расположенными у ступиц колес.
Применяются также и кованые картеры (см. фиг. 40), к которым прифланцовы-
ваются картеры главных передач.
Картер из ковкого чугуна тоже очень легкий. К такому картеру
привертываются кованые фланцы с опорами для установки подшипников. К
фланцам электросваркой приварены в стык трубы полуосей, а также наружные
фланцы для крепления подшипников колес, тормозных опор и кронштейны
рессор (фиг. 49).
Фланцы картера главной передачи стальные литые (с примесью кремния и меди),
наружные фланцы для опор подшипников кованые, а конические трубы полуосей сделаны из
листового металла и сварены по длине в стык. Поперечные швы образованы с помощью
электрической стыковой сварки (точки Л).
Полуоси и подшипники *
От типа полуосей зависит конструкция моста.
Существуют три типа полуосей:
1) когда ступица смонтирована на двух подшипниках (см. фиг. 38)г
установленных на трубе картера;
2) когда полуось закреплена в ступице, а в нее запрессован подшипник,
сидящий на трубе картера моста (фиг. 50, а)\
3) когда на полуось запрессован подшипник, посаженный внутрь конца
трубы картера моста (фиг. 50, б).
В первом случае полуоси полностью разгружены от изгибающих усилий
и передают только крутящие моменты.
Во втором случае они испытывают напряжения от кручения и частично?
от изгиба.
1 См. также раздел «Подшипники».
473

Фиг. 45. Схема
двухступенчатой передачи
с коническими
шестернями.
Фиг. 46. Картер заднего моста из листового металла:
1 — усилительные кольца, приваренные к картеру.
Фиг. 47. Штампованный картер из листового металла, усиленный цельнотянутыми
трубами.
Фиг. 48. Литой картер (стальной).
474

Фиг. 49 „Картер заднего моста легкового автомобиля.
а) 6)
Фиг, 50. Установка полуоси.
Фиг. 51. Сальники.
475

В третьем случае они должны воспринимать скручивающие и
изгибающие моменты.
Полуоси первого типа применяют в грузовых и большой вместимости
легковых автомобилях, а второго и третьего вариантов — для легковых
автомобилей и грузовых автомобилей малой грузоподъемности.
Для полуосей первого типа применяют шариковые подшипники,
роликовые подшипники и радиально-упорные шарикоподшипники; для второго
типа — роликовые подшипники, два радиально-упорных подшипника,
установленных один возле другого, роликовые подшипники с длинными
роликами, шарикоподшипники, для третьего типа — те же подшипники, что и во
второй конструкции для полуосей второго типа.
Эти подшипники должны воспринимать, кроме радиальной нагрузки,
осевые усилия, которые возникают на поворотах. Это" в особенности
относится к первой конструкции. Во втором и третьем случаях встречаются такие
конструкции, у которых эти осевые усилия воспринимаются подшипниками
и упорами коробки дифференциала. Подшипники качения должны иметь
возможность воспринимать нагрузки в обоих направлениях (см. фиг. 38
и 40).
Следует обеспечить достаточную смазку подшипников и достаточную
герметичность картера, чтобы смазка из них не попала в тормоза.
В качестве уплотнений в этих конструкциях применяются два типа
сальников (фиг. 51).
Эти уплотнения имеют манжеты из специальной искусственной резины, которая является
самосмазывающей. Для ее закрепления служит спиральная пружина, имеющая замкнутую
кольцевую форму. Часто манжету сальника помещают в металлическую обойму, которую
запрессовывают в ступицу.
ДВИГАТЕЛЬ И ТРАНСМИССИЯ, ОБЪЕДИНЕННЫЕ В ОБЩИЙ БЛОК
Компактность всего автомобиля зависит не только от рациональной
установки двигателя, при которой он занимает минимальное пространство.
Конечно, от конструкции двигателя зависит многое. V-образные и звездо-
Фиг. 52. Компактная конструкция автомобиля с расположением двигателя
впереди передней оси.
образные двигатели и двигатели с противоположно расположенными
цилиндрами занимают меньше места, чем рядные. Однако даже рядные двигатели,
если их расположить перед передней осью или позади задней оси, также
незначительно уменьшают пассажирское помещение.
От расположения двигателя зависит конструкция передаточного
механизма.
На фиг. 52 изображено сечение автомобиля Fiat 500 с обычным
расположением двигателя и коробки передач впереди с приводом на задние колеса.
Автомобиль имеет базу 2000 мм.
476

На фиг. 53 показана конструкция двигателя автомобиля Steyer.
В этом автомобиле двигатель расположен впереди передней оси. Такое
расположение применяется на многих грузовых автомобилях и автобусах.
Примером расположения двигателя за задней осью может служить
автомобиль Tatra с восьмицилиндровым V-образным двигателем, имеющим
воздушное охлаждение, с приводом на задние колеса.
На фиг. 54 приведены схемы различных компактных автомобилей с
коробкой передач, объединенной с главной передачей.
Фкг. 53. Компактная конструкция автомобиля с горизонтальным двигателем fSteyer).
На фиг. 54/а и б и фиг. 55 показана коробка передач, разделенная на две
части. Часть шестерен расположена перед осью, другая часть — за нею.
Червяк привода является одновременно и главным валом коробки передач.
На фиг. 54, в и г показана коробка передач, расположенная перед
ведущей осью (наиболее компактная и короткая конструкция), на фиг. 56 и 57 —
общий вад агрегатов. Эта конструкция может быть с конической главной
передачей.
При конструировании автомобилей следует помнить, что вторичный вал
коробки передач является одновременно валом ведущей шестерни главной
передачи; поэтому для него требуются подшипники, воспринимающие как
осевые, так и радиальные нагрузки.
Главная передача и коробка передач при наличии червячного привода
могут быть очень компактно объединены в общий узел, как это видно
из фиг. 58. Червячный вал является одновременно также главным валом
коробки передач. Все осевые усилия воспринимаются двумя роликовыми
коническими подшипниками. Коробка передач четырехступенчатая.
Затруднения в этом случае возникают со смазкой, так как при любых условиях
смазка, применяемая для червячной передачи, не должна смешиваться со
смазкой, применяемой для коробки передач, потому что они отличны по
477

6) ■ г)
Фиг. 54. Схемы установки двигателя на шасси:
/ — коробка передач; 2 — привод на ведущий мост; 3 —
сцепление; 4 — двигатель.
Фиг. 55. Коробка'передач, разделенная на две части.
Фиг. 56. Коробка передач, расположенная впереди главной передачи.
478

Фиг. 57. Силовой агрегат с коробкой передач,
расположенный за главной передачей.
Фиг. 58. Главная передача, объединенная с коробкой передач
(Prometheus).
479

вязкости. Кроме того, в смазке, применяемой для коробки передач, могут
находиться стальные осколки, образующиеся при переключении передач,
которые могут сильно повредить червячный привод (см. следующий раздел).
Фиг. 59. Коробка передач
автомобиля Volkswagen.
Коробка передач автомобиля Volkswagen (фиг. 59) не имеет прямой
передачи, но имеет повышающую передачу. Сцепление и главная передача
находятся в одном картере. Коробку передач снабжают теперь синхронизатором.
ПРИВОД НА КОЛЕСА ПРИ НЕЗАВИСИМОЙ ПОДВЕСКЕ
На фиг. 60 изображен привод на передние колеса автомобиля Adler.
Привод осуществляется коническими шестернями с обычным
дифференциалом. Полуоси, идущие от колес автомобиля, имеют по одному обычному
ш одному двойному кардану с каждой стороны. Следует отметить хорошее
уплотнение кожухов карданов, обеспечивающее хорошую смазку.
Так как для привода передних колес всегда требуется компактная
конструкция, то главная передача, коробка передач, сцепление и двигатель
объединяют в один блок (фиг. 55—58).
В случае привода на заднюю ось с передним расположением двигателя
главная передача расположена отдельно (фиг. 61—63).
Автомобили Tatra и Rumpler не имеют карданов на полуосях. Полуоси
могут качаться относительно центра моста. Это достигается тем, что каждая
-олуось приводится во вращение от большой конической шестерни,
обкатывающейся по малой ведущей шестерне. В этом случае дифференциал
расположен или перед осью (Tatra), если он состоит из цилиндрических шестерен,
или между двумя коническими шестернями, если он состоит из конических
шестерен. При этом каждая коническая ведущая шестерня соединена с
соответствующей центральной шестерней дифференциала.
Картер главной передачи крепится на раме в трех точках. Во избежание
передачи шума на кузов его следует подвешивать на больших резиновых
блоках, размер которых должен быть таким, чтобы они не передавали на раму,
а следовательно, и на стальной кузов никаких колебаний. Они должны также
гасить шумы, создаваемые шестернями привода.
На фиг. 61 и 63 показана подвеска такой главной передачи. Она сделана
так, что никакие колебания не передаются на жесткую раму.
480

Фиг. f>0. Привод на передние колеса с тремя карданами.
Фиг. 61. Полуось автомобиля Lancia «Aurelia» Фиг. 62. Задний мост с одним кар-
и его подвеска: даном в полуоси с дополнительным
/ - коробка передач, 2 - сцепление; 3 - балансир Т°РСИОНОМ (может быть выключен),
подвески; 4 — полуось; 5 — тормозной барабан.
Фиг. 63. Подвеска картера главной
передачи на резине.
31 Бюссиен
481

XIII. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Червячная передача имеет некоторые преимущества перед приводом
коническими шестернями.
В настоящее время возражения против примитивных червячных передач,
высказанные 30 лет назад, устарели. В отношении надежности и к. п. д.
они вполне себя оправдывают, однако при этом требуется безусловно
правильный конструкторский подход к определению размеров, а также
необходимы тщательное изготовление и сборка. Червячный привод уже давно
широко распространен в Англии и преобладает в качестве привода у тяжелых
грузовых автомобилей и автобусов. Для троллейбусов, которые там очень
распространены, применяют исключительно червячную передачу. Ее
используют также в легковых и спортивных автомобилях.
Преимущества червячного привода следующие:
а) диапазон возможного изменения передаточного числа значительно
больше, чем у любой другой передачи; поэтому не требуются дополнительные
затраты и конструктивные усложнения, вызываемые введением
дополнительной ступени передачи;
б) бесшумность в работе при любой скорости;
в) приспособленность к передаче высоких нагрузок, почти не зависящая
от передаточного числа;
г) большой срок службы;
д) простота сборки, удобное расположение и легкость разборки;
е) возможность низкого расположения приводного вала и поэтому низкого
положения центра тяжести, в результате чего автомобиль приобретает
улучшенные ездовые качества и лучший внешний вид, а также допускает большие
скорости на поворотах;
ж) простота конструкции многоосных автомобилей;
з) высокий к. п. д.;
и) бесшумность и к. п. д. не уменьшаются на протяжении всего срока
службы.
Единственным недостатком применения червячного привода по сравнению
е конической главной передачей является его более высокая стоимость.
ДИАПАЗОН ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ
Вследствие появления двигателей с большим числом оборотов,
применяемых для тяжелых машин с относительно малой скоростью движения и шинами
большого диаметра, необходимы передаточные отношения в главной
передаче порядка 1:8; 1 : 10; 1 : 12 и часто даже 1 : 14. При наличии
червячного привода любые из упомянутых передаточных отношений могут быть
осуществлены в одной ступени и размещены в обычном картере заднего моста,
в то время как при применении другого привода потребуется
двухступенчатая передача с усложненной конструкцией заднего моста, как, например,
конические и цилиндрические шестерни с прямыми или косыми зубьями
или шестерни с внутренним зацеплением. Такие устройства связаны с двои-
482

ной потерей на трение в шестернях и подшипниках, удорожанием
конструкции и усложнением трансмиссии.
Больший диапазон возможных передаточных чисел червячного привода
и тех же габаритных размеров объясняется тем, что диаметры его ведущего
и ведомого колес в отличие от конических и цилиндрических передач не
зависят от числа зубьев. Червяк может иметь любое число зубьев или заходов
любого шага. Поэтому для больших передаточных чисел диаметр
червячного колеса может быть как угодно велик (с учетом при этом заданных
габаритных размеров и условий прочности). Для прочности передачи диаметр
червячного колеса является решающим фактором, и он практически
одинаков для всех передаточных чисел при данном расстоянии между осями.
Теоретически величина передаточного числа одноходовой червячной
передачи является наивыгоднейшей, так как равняется числу зубьев червячного
колеса. Однако стремление получить высокий к. п. д. и избежать
самоторможения обусловливает значительное ограничение передаточного числа в
зависимости от угла наклона нитки червяка.
Передаточные отношения, требующиеся в практике автомобилестроения,
достигаются без снижения к. п. д. и без самоторможения.
При выборе передаточного числа следует избегать общих множителей
между числом ходов червяка и числом зубьев червячного колеса. В этом
случае с помощью цилиндрической фрезы получают более чистую боковую
поверхность и более высокую точность в положении начальной окружности
червячного колеса, а также более благоприятные условия для работы и
меньшего износа червячной передачи. Например, вместо передаточного числа
1 : 6,0 следует выбирать 1 : 5,75 или 1 : 6,25, т. е. соотношение чисел зубьев
4 : 23 или 4 * 25
БЕСШУМНОСТЬ РАБОТЫ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Какие бы возражения ни высказывались против применения червячной
передачи, в настоящее время признано, что это самая бесшумная передача.
Последнее объясняется тем, что боковые поверхности зубьев при сцеплении
не ударяются одна о другую, а только скользят. Вследствие плавности
зацепления (при хорошем его выполнении) между боковыми поверхностями
непрерывно образуется масляная пленка, причем поверхность
соприкосновения у червячной передачи больше, чем у зацепления любого другого вида.
Кроме того, червячное колесо мало резонирует, так как оно сделано из бронзы
и может быть достаточно жестким.
Червячный привод обладает к тому же ценным качеством оставаться
бесшумным в течение всего срока службы. Это объясняется тем, что червяки
изготовляют из закаленной стали, а червячные колеса — из бронзы, так что
возникающий износ ограничивается износом зубьев червячного колеса.
Форма боковых поверхностей зубьев всегда находится в соответствии с шагом
червяка, т. е. зацепление остается неизменным, как бы велик ни был износ.
Единственными условиями бесшумного хода являются точность
конструктивного выполнения и жесткость установки обеих осей. Последнее
условие, к сожалению, чаще всего не выполняется. При отклонении от
теоретической формы зубьев возникает шум, так как это мешает правильному
зацеплению и плохо влияет на равномерность угловой скорости.
Аналогичное влияние оказывают перемещения червяка относительна
червячного колеса, вызванные отсутствием жесткости в установке осей.
На это следует обратить внимание, особенно у грузовых автомобилей, потому
что в этом случае недопустимо возрастает удельное давление на некоторые
части боковой поверхности зубьев, что может привести к их преждевременному
разрушению. Бесшумность хода приобретает особое значение для легковых
автомобилей, поэтому для них требуется наивысшая возможная точность
изготовления и жесткость установки валов червячного привода.
31* 483

ПРЕДЕЛ НАГРУЗКИ
Допустимая нагрузка на червячные передачи может быть вычислена
по длине линии зацепления и относительному радиусу кривизны боковых
поверхностей зубьев, как и для цилиндрических шестерен. Трудность этой
задачи вытекает из сложности геометрической формы нитки червяка. Для
глобоидальных червячных приводов еще не найдено практически пригодного
решения, так как с помощью современных методов пока еще нельзя
произвести точный расчет.
Цилиндрический же червяк можно подвергнуть математически точному
исследованию.
Из известных в настоящее время цилиндрических червяков червяк типа
Brown (см. фиг. 4) допускает наибольший предел нагрузки и в то же время
может быть рассчитан простейшим методом. Заслуживает внимания тот факт,
что при передаточном числе, превышающем 1 : 5, при одном и том же
крутящем моменте у червячного колеса диаметр меньше, чем у конического колеса,
хотя первое сделано из бронзы, а второе из цементованной стали. Это явление
можно объяснить исключительно различием относительных радиусов
кривизны соприкасающихся поверхностей. В то время как у конического
привода кривизна зуба шестерни быстро возрастает с возрастанием
передаточного числа, относительная кривизна у червячных приводов почти постоянна,
потому что червяк подобен зубчатой рейке, а червячное колесо — шестерне,
находящейся с ней в зацеплении.
Таблица 1
Характеристики червячных передач для автомобилей
Тип автомобилей

Максимальный
крутящий
момент
в кем

Передаточное число
первой
передачи

Передаточное число
главной
передачи
Общий вес
автомобиля
с нагрузкой
в кг

Межосевое
расстояние
червячной
передачи
в мм
Легковые автомобили
То же
Автобусы:
двухосные . . .
трехосные . . .
восьмиколесные
Грузовые автомобили:
двухосные . . .
трехосные . . .
*
восьмиколесные
Троллейбусы:
двухосные . .*.
я
V
трехосные . . .
8,7
10,3
25,5
18J5
22,0
23,0
41
52
41
52
56
52
23
37
40
52
55
52
190
183
350
146
4,3:1
3,84: 1
2,4:1
4,09: 1
4,09: 1
3,56: 1
4,38: 1
5,09: 1
4,38: 1
5,09: 1
9:1
5,09: 1
5,63: 1
5,09: 1
6:1
5,09: 1
9:1
5,09: 1
5,43: 1
4,85: 1
4: 1
4,85: 1
4,85: 1
4,7:1
6,25: 1
5,8:1
6f2:
5,8:
5:
6,4:
6,15:
5,6:
7,25:
8,25:
7,75: 1
8,25: 1
10,667: 1
9,373: 1
10,667: 1
9,333: 1 *
1400
1700
1750
2 150
1700
2 450
8 600
8 100
8 600
12 100
15 000
12 600
8 600
12 100
10 500
19 100
20 000
22 000
10 000
11300
12 800
10 600
* С промежуточным дифференциалом между обеими ведущими осями.
100
ПО
115
115
125
135
175
175
200
175
200
175
150
175
190
175
220
195
200
200
255
200
484

Для заданного передаточного числа крутящий момент, развиваемый
на червячном колесе, изменяется пропорционально третьей степени
межосевого расстояния.
В табл. 1 приведены некоторые характерные данные, касающиеся размеров
червячных передач различных автомобилей.
СРОК СЛУЖБЫ
Срок службы червяка и червячного колеса зависит от условий работы,
т. е. эксплуатируется ли машина с большой или малой средней скоростью,
с частыми или редкими остановками, при плохом или хорошем уходе за
автомобилем (особенно в отношении смазки) и, конечно, также от того,
соответствуют ли размеры привода заданной мощности. На поверхностях
зацепления червячной пары образуется и сохраняется масляная пленка. Износ
червячной передачи возникает не вследствие трения между червяком и
колесом, а вследствие наличия посторонних включений и загрязнений в смазке.
Обычно смазка в червячной передаче сразу приобретает заметную
бронзовую окраску. Частицы бронзы, вызывающие эту окраску, бесконечно малы
(они проходят через бумажный фильтр), но вследствие их высокой
способности отражения достаточно микроскопического количества бронзовой пыли,
чтобы окрасить большое количество масла. В червячной передаче
рекомендуется менять масло после пробега, равного 2000 км.
Средний срок службы червячного колеса соответствует пробегу
приблизительно 250 000 км, а в некоторых случаях достигает 1 000 000 км.
Решающим для увеличения срока службы червячного привода является
достаточная жесткость его валов и картеров и правильная смазка.
КОНСТРУКТИВНЫЕ СООБРАЖЕНИЯ
Червяк можно расположить над червячным колесом или под ним. В первом
случае получается максимальный дорожный просвет, но зато соответственно
увеличивается высота рамы автомобиля. При установке червяка под
червячным колесом дорожный просвет оказывается достаточным только для более
или менее хороших дорог; высота рамы достигает наименьшей возможной
величины; уменьшается высота
центра тяжести автомобиля.
В обоих случаях смазка
может быть обеспечена одинаково
эффективно. Червяк,
расположенный внизу, естественно
полностью погружен в масло и
смазка его всегда интенсивна.
Опасения, что смазка червяка,
расположенного наверху, недостаточна
при трогании с места, т. е. до того
момента, когда масло вследствие
разбрызгивания его червячным колесом
попадет на червяк, опровергаются
практикой. В действительности на
зубьях червячного колеса всегда
остается масляная пленка, чтобы
обеспечить смазку во время первой половины оборота, как бы долго до этого ни стоял автомобиль.
На фиг. 1 показано, как влияет червячный привод на уменьшение высоты
рамы и сидений у легкового автомобиля.
Высота, на которую кузов и рама становятся ниже, приблизительно равна
(для легкового автомобиля) межосевому расстоянию червячной передачи,
а именно 100—120 мм.
Червяк более новой конструкции заднего моста грузовой машины с
червячной передачей (см. фиг. 9) расположен наверху. Ведущий вал с червяком
485
а) 6)
Фиг. 1. Расположение сиденья автомобиля Stutz:
а — с конической передачей; б — после замены ее
червячной передачей.

установлен в верхнем картере, имеющем форму крышки. Установку
червячного колеса можно регулировать в осевом направлении. Особенностью
конструкции является жесткость установки вала червячного колеса на
конических роликоподшипниках, а также толстостенный картер, обеспечивающий
постоянство зацепления червяка и червячного колеса.
Независимая подвеска оси как для привода к задним колесам, так и для
привода к передним колесам лучше соответствует условиям жесткости уста-
Фиг. 2. Шасси автомобиля Porsche-Rohr с наклонным положением всей
трансмиссии и независимой подвеской.
новки червячной пары. В этом случае возможны различные варианты
закрепления картера на раме как с помощью резиновых подушек, так и жестко.
Например, главная передача автомобиля Porsche-Rohr (фиг. 2)
упруго подвешена в четырех точках к двум поперечинам рамы. Удлинитель
картера воспринимает скручивающий момент и служит дополнительным
резервуаром для масла. Задний мост отличается компактностью и
жесткостью.
При расчете картера следует прежде всего учесть величину боковой
составляющей давления на зуб у червячного колеса, так как колесо не должно
перекашиваться.
ПОДШИПНИКИ ДЛЯ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Ниже приведены наиболее пригодные и употребительные подшипники
для червячных передач.
1. Радиальный шарикоподшипник и сдвоенные упорные
шарикоподшипники, воспринимающие осевые усилия, и шарикоподшипники, которые могут
воспринимать и осевое усилие — радиально-упорные подшипники с
заплечиками и т. п. (фиг. 3).
2. Конический роликоподшипник (фиг. 4).
3. Цилиндрические роликоподшипники, воспринимающие радиальные
нагрузки.
При расположении червяка внизу можно поступить двояко: либо
коленчатый вал двигателя и червяк расположить параллельно и тогда
находящийся между ними карданный вал будет иметь большие углы наклона, либо
ось двигателя карданного вала и червяка расположить по одной наклонной
прямой (фиг. 2).
Первый способ расположения следует применять для трехосных
автомобилей с двумя расположенными в плане по одной линии, последовательно
включенными червячными передачами. Для легковых же автомобилей
предпочтителен второй способ расположения. В этом случае легче избежать
колебаний угловой скорости карданного вала. Наклон оси двигателя, как известно,
не внушает опасений.
Из всех возможных конструкций самой червячной передачи наиболее
употребительной является неразъемный картер, в котором находятся
червячный вал и червячное колесо. Картер крепят к заднему мосту автомобиля.
486

Задний мост может быть сделан в виде кованой оси (типа «банджо»), или
отштампован и сварен из стальных листов, или отлит из стали.
Во всех случаях червячную передачу и дифференциал можно собирать
и монтировать как отдельный узел, не связанный с другими элементами моста.
Они могут быть быстро установлены на место или сняты после выталкивания
полуосей (фиг. 3—7).
Фиг. 3. Главная передача (старая конструкция) легкового автомобиля с двигателем
мощностью 50 л. с.
Расстояние между осями червячной передачи, показанной на фиг. 5,
равно 111 мм] жесткий картер с подшипниками установлен на картере типа
«банджо». В картере имеется щуп для проверки количества масла. Для
охлаждения на картере имеются ребра.
При разборке главной передачи, изображенной на фиг. 6, червячное
колесо вместе с дифференциалом вынимают через боковое окно в стальном
Фиг. 4. Главная передача автомобиля Stutz с двигателем мощностью 90 л< с.
(с червяком типа Brown, передаточные числа от 1 : 4,5 до 1 : 5,25).
литом картере. В другой аналогичной конструкции (фиг. 7) червяк может
быть расположен как наверху, так и внизу; в этом случае для восприятия
осевых усилий применяют шарикоподшипник с разъемным внутренним
кольцом, т. е. радиально-упорный шарикоподшипник. Для червячного колеса
применяют подшипники, указанные в пп. 1 и 2 (см. фиг. 5).
На фиг. 5 показана червячная передача с дифференциалом для
пассажирского автомобиля» для которого главным требованием является
487

абсолютная бесшумность. Особое внимание обращено на жесткость и
удобство монтажа картера, сделанного из легкого металла. Форма и толщина
его стенок способствуют экономии веса конструкции.
Фиг. 5. Главная передача для легкового автомобиля с двигателем
мощностью 90 л. с.
При выборе подшипников для конструкции, показанной на фиг. 7,
учитывалось большое число оборотов червяка, удобство монтажа и регулировки.
Фиг. 6. Червячный привод электрокары общим весом 2000 кг с двигателем
мощностью 10 л. с.
В этой конструкции удалось избежать потерь на трение, неизбежных при
применении двухрядных радиально-упорных шарикоподшипников. Эти потери
возникают вследствие расклинивания шариков между кольцами
подшипника под действием центробежной силы.
Подшипники качения в червячной передаче должны иметь минимальный
зазор в осевом направлении, чтобы обеспечить относительное положение
червяка и червячного колеса для соблюдения правильного зацепления на про-
488

тяжении всего срока их службы. Подшипники червячного колеса
рекомендуется устанавливать с небольшим натягом. Это относится также к
коническим роликоподшипникам с большим углом конуса. Такой угол
предпочтителен, так как при одном и том же зазоре, появляющемся вследствие
износа, будет обеспечена большая жесткость установки червяка, чем при
малом угле конуса. Осевая сила должна восприниматься валом червяка
только на одном конце, для того чтобы вал мог на другом конце
беспрепятственно удлиняться при нагревании. В случае отступления от указанного
Фиг, 7. Червячный привод для трехосного автобуса (расстояние между
осями 180 мм).
условия необходимо предусмотреть в подшипниках соответствующий тепловой
зазор. Фланцы дифференциала, на которые опирается червячное колесо,
должны быть жесткими. Такое же условие предъявляется к корпусу и крышке
подшипников, чтобы они могли воспринимать внешние силы, приложенные
к дифференциалу.
На фиг. 5 и 7 видно, что обе половины картера червячной передачи
соединены с помощью круглого центрирующего фланца и вставлены в отверстие
картера типа «банджо». Такую же систему крепления применяют при нижнем
расположении ведущего вала передачи. Подобная конструкция обеспечивает
бесшумную работу передачи и допускает даже большее давление на боковые
поверхности зуба по сравнению с менее жесткой установкой.
При применении цилиндрического червяка нет необходимости в точной
осевой фиксации положения центра червяка (цилиндрический червяк имеет
различные практические преимущества по сравнению с глобоидальным
червяком). Червячное же колесо должно быть правильно установлено
относительно червяка (фиг. 8). Это осуществляется с помощью гайки с мелкой
резьбой с замочными устройствами или с помощью прокладок (фиг. 7 и 9). В обоих
случаях с помощью этих устройств можно произвести предварительный натяг
подшипников качения.
489

При нижнем расположении червяка, чтобы избежать потерь масла»
важно предусмотреть эффективные уплотнения у выхода из картера
червячного вала, который все время лежит ниже уровня масла. Если применены
войлочные уплотнения, то они должны быть так расположены, чтобы путем
поджатия можно было бы компенсировать износ. В последние годы получили
.широкое распространение резиновые сальники. Помимо них, снаружи уста-
Фиг. 8. Установка червяка и червячного колеса:
а и в—колесо следует переместить в направлении стрелки; б — правильное положение.
навливают обычное войлочное уплотнение для задержания пыли (см.
фиг. 6). Кроме этого типа комбинированных сальников, применяют
торцовые сильфонные уплотнители, которые при небольшом усилии нажатия
обеспечивают хорошее уплотнение.
Другим уплотняющим приспособлением является маслосгонная канавка
в виде 2—3-ходовой прямоугольной резьбы с небольшим шагом, которую
Фиг. 9. Задний мост английского грузового автомобиля.
нарезают на заплечике червячного вала, вращающемся с очень небольшим
зазором в отверстии. Эффект винтового уплотнения очень велик, но только
до тех пор, пока вал вращается. Следует также следить за тем, чтобы масло
не проходило вдоль полуосей и не попадало в тормозные барабаны. Для этого
подходит винтовое уплотнение. Однако, чтобы избежать потерь масла во
время стоянки автомобиля или при движении назад, необходимо
дополнительное уплотняющее устройство в виде кожаных или резиновых сальников.
При верхнем расположении червяка опасность потерь масла в результате
утечки, конечно, меньше, а смазка обеспечивается так же эффективно, как
и при нижнем расположении, червяка. Все смазочные масла, применяемые
для червячных приводов, обладают таким свойством, что даже при длитель-
490

ной стоянке автомобиля на зубьях червячного колеса остается масляная
пленка. После первой же половины оборота червячного колеса при начале
движения автомобиля в место зацепления обычно попадает достаточное
количество масла.
При регулировании установки червячного колеса следует поворотами
червяка от руки проверить по краске прилегание червяка к червячному
колесу. В ненагруженном состоянии пятно контакта зубьев не должно
проходить по всей ширине зуба (фиг. 9,6). В стенке картера на удобном месте
следует предусмотреть смотровое отверстие. В отдельных случаях для этого
можно использовать отверстие для заливки смазки, через которое можно
осматривать боковые поверхности зубьев червячного колеса.
Масляная ванна в картере должна быть как можно больше. Так, например,
при межцентровом расстоянии 200 мм емкость масляной ванны не должна
быть меньше 10 л, а для других размеров меняться пропорционально третьей
степени отношений межцентровых расстояний. Уровень масла при нижнем
расположении червяка следует устанавливать ниже центра червячного колеса
на V3 диаметра его делительной окружности, а при верхнем положении
червяка — приблизительно на 74. Патрубок, через который подается масло,
должен быть легко доступен для осмотра, иметь значительное проходное
сечение, по возможности обеспечивать контроль уровня масла. Диаметр
пробки для спуска масла нужно делать достаточно большим. Сапун лучше
всего расположить в наивысшей точке картера так, чтобы через него не выбра-.
сывалось масло, разбрызгиваемое червячным колесом.
МНОГООСНЫЕ АВТО .ОБИЛИ,
Появление трехосных автомобилей выдвинуло новые задачи перед
конструкторами главных передач. Червячный привод дает наиболее простое
решение этой проблемы. Червяк расположен всегда выше или ниже оси
червячного колеса. Это позволяет расположить червячные валы двух ведущих
задних постов по одной прямой и непосредственно соединить один с другим,
т. е. обеспечить простейшую и наиболее дешевую конструкцию привода.
Во всех автомобилях с несколькими ведущими мостами может возникнуть
неравномерное распределение крутящего момента между мостами, например,
когда радиус качения ведущих колес неодинаков вследствие различного
давления воздуха в шинах или неравномерного износа шин. Каждое колесо
в этом случае имеет свое число оборотов.
Полное уравнивание крутящих моментов можно осуществить с помощью
промежуточного дифференциала, расположенного между ведущими мостами.
По поводу введения промежуточного дифференциала мнения расходятся. Для
автомобилей с высокой проходимостью применять такой дифференциал
нельзя.
Однако на хороших дорогах промежуточный дифференциал действительно
имеет преимущества хотя бы потому, что размеры обоих червячных
приводов оси могут соответствовать половине крутящего момента двигателя без
учета перегрузки. Кроме того, этот дифференциал обеспечивает полную
безопасность в отношении повреждений, вызванных недостаточным
наблюдением за давлением в шинах.
Для того чтобы избежать повреждения шин, часто прибегают к
увеличению их размера и таким образом увеличивают пробег шин.
На фиг. 7 показана конструкция червячного привода для трехосного
автомобиля с двумя ведущими задними мостами без промежуточного
дифференциала.
СМАЗКА и К. П. Д.
С давних пор для смазки червячных передач применяют исключительно
минеральные масла с добавлением небольшого количества жировых
присадок или масел с присадкой свободных жирных кислот. Коэффициент трения,
491

обеспечиваемый указанной смазкой, несколько больше, чем у касторового
масла, но стабильность и меньшая опасность утечки вследствие более высокой
вязкости компенсируют этот недостаток.
Не рекомендуется применять консистентные смазки, включая и жировые
смазки, применяемые для других видов передач. При выборе минеральных
масел надо исходить из следующих требований:
Удельный вес перед смешением 0,900
Вязкость при 60° С * 27—34°
Энглера
Температура загустения —4° С
Присадка жировой смазки 5—10
Использование масел, получаемых при высоком давлении с присадками
серы, в червячном приводе не дает никаких преимуществ. Эти смазки не так
устойчивы, как обычные минеральные масла с присадками или без них.
Коэффициент трения является одним из факторов, определяющих к. п. д.
передачи. Он зависит от системы зацепления, от качества рабочих
поверхностей зубьев и от скорости скольжения, однако почти не зависит от давления
на зуб.
Кривая на фиг. 10 показывает в качестве примера, как изменяется
коэффициент трения от скорости скольжения в коробке передач Brown, у
которой скорость скольжения и скорость качения находятся в правильной
зависимости. Так как учитывалось также трение в подшипниках, то значения,
полученные с помощью фиг. 10, справедливы для к. п. д. передачи в целом»
однако, без учета потерь от перебалтывания масла в картере и возможных
потерь от трения в сальниках.
На фиг. 11 и 12 показаны характерные примеры фактически достигнутого
суммарного к. п. д. для хорошо сконструированного легкового автомобиля
с червячной передачей или для трехосного троллейбуса с такой же
передачей в зависимости от их скорости движения. Приведенные величины к. п. д.
меньше величин, полученных на испытательном стенде, которые при
повторных испытаниях достигли 95—97%.
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определение к. п. д.
К. п. д. червячной передачи
tg a
71 =
где а — угол подъема нитки червяка, т. е. ее угол по отношению к плоскости,,
перпендикулярной к оси червяка;
<р — угол трения (tg 9 = р,);
(х — коэффициент трения.
Если передача работает в обратном направлении, тогда угол подъема
нитки винтовой поверхности будет о = 90° — ос и к. п. д.
tg a
Если известны значения а и jx, то с помощью кривых, показанных
на фиг. 13, можно определить к. п. д. как в случае ведущего червяка
(нижняя шкала а), так и в случае ведущего червячного колеса (верхняя шкала о).
Эти кривые показывают также, что для практически возможных конструк-
492

0,120
0,100
0,080
0,060
0,050
OfiW
UJ)30
0,020
0,015
\
\
\
\
\
\
\
\
s
ч
О 0,3 3
15
61
152
305
610 Ум/мин
Фиг. 10. Коэффициент трения р. в зависимости от скорости у скольжения
для червячной передачи Brown:
*«.атериал червяка — цементованная никелевая сталь; червячного колеса — бронза;
смазка минеральным маслом.
93
91
/
1
1
1
20
60
80 100 V км/час
1000
2000
3000 л об/мин
Фиг, 11. Общий к п. д. tj червячной передачи легкового
автомобиля в зависимости от скорости v движения
(числап оборотов коленчатого вала двигателя в минуту).
ПС
УЭ
(10
on
би
15
10
/
\
\
—
4
[Ч
■—■—
—-—^
——^
м
кгм
125
100
75
50
25
О
500
1000
1500
2000 п об/мин
Фиг. 12. Общий к. п д т] и передаваемый крутящий момент червячной
передачи трехосного троллейбуса в зависимости от числа оборотов вала
двигателя в минуту
493

ций нет опасности, что червячная передача станет самотормозящей. В
действительности очень трудно сконструировать червячный привод так, чтобы
он обладал полным самоторможением.
89
2 1
Фиг. 13. К. п. д. тг) червячной передачи в зависимости от угла а подъема
нитки червяка и коэффициента трения р..
Определение размеров червячной передачи
Чтобы определить размеры червячной передачи, следует задаться
межосевым расстоянием, числом заходов червяка, числом зубьев червячного
колеса и диаметром делительной
окружности червяка.
Выше в табл. 1 приведены
рекомендуемые межосевые расстояния для
червячных передач.
Передаточное число зависит от
требуемой скорости движения автомобиля
и его назначения, а число зубьев
червячного колеса — от необходимой
толщины (т. е. прочности) зубьев.
Приближенно межосевое расстояние
можно выбрать также с помощью
кривых (фиг. 14), построенных на
основании оправдавших себя конструкций
автомобилей различных типов.
Ниже приведены числа зубьев Z
червячного колеса в зависимости от
межосевого расстояния С и диаметры
делительных окружностей червяка.
Если известны величины М и G, то за основу надо брать величину,
определенную по следующей формуле:
М' ЗМ
Мкгм
2400
2000
1500
1000
700
500
U00
300
100
л
/
/
h
л
- 7-
L
j
/
/
/
у*
J
—
\
/.
И
'-14000
■12000
■JOO0O
[8000
■6000
■5000
■то
■3000
■2500
■10 00
■1600
'.1200
100 120 140 160 180 220 Смм
Фиг. 14. Зависимость крутящего
момента М двигателя и веса G нагруженного
автомобиля от межосевого расстояния С
червячной передачи:
1 — грузовые автомобили; 2 — легковые
автомобили; 3 — автобусы; 4 — троллейбусы.
1+6750-
где гк — радиус качения колеса в мм.
494
М
GrK

Для меньших межосевых расстояний число зубьев червячного колеса
обычно принимают от 28 до 38 при числе заходов червяка 5; 6 или 7. При этом
соответствующие ему значения (см. ниже) равны 8; 9; 10. Диаметр
делительной окружности червяка следует выбирать так, чтобы диаметр окружности:
впадин червяка обеспечивал достаточную жесткость и прочность на кручение
вала червяка:
С в мм 150 105 180 190 200 220 240 260 280
Z 27 28 29 30 31 32 33 34 35
d в мм 64 71 76 81 86 94 102 109 120
Ниже приведен расчет распространенной конструкции червячного
привода Brown. Изложенные основы расчета могутбыть использованы, естественно,
и для других конструкций червячных передач, за исключением кривой
к. п. д. (фиг. 13) и табл. 1, содержащей данные для типичных размеров
червячной передачи.
Система червячной передачи Brown сконструирована на основе
стандартных геометрических форм червяка для одного и того же передаточного числа,,
но для различных межосевых расстояний геометрические формы всех
червяков подобны.
Для каждой из этих форм червяка проведено математическое
исследование допустимой нагрузки и определена ее величина. Классификация
произведена в модулях т и для каждого передаточного числа установлен ряд
диаметров делительной окружности червяка как величины, пропорциональной
модулю.
Число, на которое должен быть умножен модуль для получения диаметра,
делительной окружности червяка, обозначено q. Следовательно, диаметр-
делительной окружности червяка d = q-m. Это выражение сходно с
зависимостью диаметра цилиндрической шестерни от модуля т и числа зубьев Z.
Значения q для червячной передачи лежат в пределах 5—10, но в различных,
случаях применяются также дробные числа, как, например, 5,5. Ниже
приведены величины q по стандарту в зависимости от числа зубьев Z
червячного колеса:
Z 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30
q 5,5 5,5 6 6 7 7 7 8 8 8
Если d — диаметр делительной окружности червяка;
D — диаметр делительной окружности червячного колеса;
С — межосевое расстояние;
z — число заходов червяка;
Z — число зубьев червячного колеса,
то можно написать следующие уравнения:
С = т {Z\q) ; m= (*£q) ; d = mq; D = 2C-d.
Для определения основных размеров зубчатого зацепления существуют-
следующие формулы:
если а — угол наклона нитки червяка;
а — внешний диаметр червяка;
i — диаметр окружности впадин червяка;
А — средний диаметр окружности зубьев червяка червячного колеса;
А'—максимальный диаметр окружности зубьев червячного колеса;.
/ — диаметр окружности впадин червячного колеса, то
, Z
tg;
а — 4,4 m cos a;
495-

A =D+ 2 m (2 cos a— 1);
A' =A + m\
I = D — 2m(\ +0,2 cos a).
Длина червяка равна У(А')2 — О2, а ширина зуба червячного колеса
«,375С (приближенно). Точнее br = 2т У q + 1. Это минимальная величина,
которую желательно увеличить на 10%. Толщину венца (зубчатого обода)
следует выбирать с учетом усталостных напряжений. На фиг. 15 даны
рекомендации для выбора минимальной толщины
Ьммп 1 1 1 1—,—п венца под зубьями.
Определение усилий, возникающих
в червяке и червячном колесе,
и скорость скольжения
Обозначим Мт — крутящий момент на
валу червяка в кем; т— модуль в мм.
При вычислении давления на зубья и
подшипники потерями на трение можно
пренебречь, т. е. считаем к. п. д. т\ = 100%.
Тогда осевое усилие на валу червяка равно
касательному усилию на зубе червячного
колеса, или
20
15
Щ
10
/
л
/
/
2000 М,
т .
50 75 100 150 200 250 С мм тг
Фиг. 15 Минимальная толщина Ь осевое давление на валу червячного колеса
зенца червячного колеса в зависи- 2000 М
мости от межосевого расстояния.
mq
Раздвигающее усилие оси составляет-^-, где К — коэффициент, который
можно определить из табл. 2 (он аналитически определен Merritt).
Таблица 2
Значения коэффициента К в зависимости от значений q и г
г
3
4
5
6
7
8
5.5
1,82
1.71
1,68
б
1,90
1,77
1,70
1,68
—
с
7
2,33
1,93
1.80
1,73
1,70
—
^
8
2,55
2,32
2,02
1,84
1,75
1,73
9
2,60
2,50
2,36
2,11
1,98
1,88
10
2,65
2,55
2,45
2.37
- 2,24
2,07
Если п — число оборотов вала червяка, то скорость скольжения будет
равна
кип
ИЛИ
COS a
dn
мм/мин
- м1 сек.
19,10 cos a
При определении усилий, действующих на подшипник червяка или
червячного колеса, следует учитывать три усилия:
1) вертикальное усилие, равное половине раздвигающего оси усилия;
496

2) горизонтальное усилие, равное половине поперечного усилия,
возникающего в другом элементе передачи (если рассчитывают подшипники
червяка, то другим элементом будет червячное колесо);
3) усилие, возникающее в результате действия пары сил в плоскости оси
вала, вследствие эксцентричного приложения осевой силы.
Если Ps — осевое усилие в червяке;
Рг — усилие в червячном колесе;
X — среднее расстояние между радиальными подшипниками
червяка;
Y — расстояние между центрами радиальных подшипников
червячного колеса, тогда:
1) горизонтальное осевое усилие на радиальные подшипники червяка
равно-^-;
2) горизонтальное осевое усилие на радиальные подшипники червяч-
р
ного колеса равно -—-;
3) вертикальное усилие на подшипники червяка и червячного колеса
р
от раздвигающего оси усилия равно iyjr\
4) перпендикулярно действующее усилие на радиальные подшипники
червяка, созданное парой сил, равно ± * ;
5) перпендикулярно действующее усилие на подшипники червячного
PrD
колеса, созданное парой сил, равно + —^—.
Чтобы получить равнодействующее поперечное усилие, приложенное
к подшипнику, вертикальные и горизонтальные усилия надо сложить по
правилу параллелограмма.
При нижнем расположении червяка в передаче на задние колеса передний
подшипник червяка испытывает большую радиальную нагрузку.
Дополнительная проверка возникающих нагрузок
Для проверки возникающих нагрузок во время испытания
спроектированной червячной передачи необходимо знать следующие данные испытываемого
автомобиля:
1) максимальный крутящий момент двигателя в кгм;
2) общий вес автомобиля с полной нагрузкой в кг;
3) передаточное число первой ступени коробки передач;
4) передаточное число главной передачи;
5) действительный радиус качения шин в м\
6) общий вес, приходящийся на ведущую ось, в кг.
Крутящий момент, приложенный к ведущей оси автомобиля:
где Метях—максимальный крутящий момент двигателя;
ikl — передаточное число первой ступени коробки передач;
i0 — передаточное число главной передачи.
Подлежит проверке возникающее удельное давление Scz на зуб
червячного колеса под действием усилия Sc, определенного по формуле
brwDl>
где brw — эффективная ширина зуба червячного колеса в см;
D — диаметр делительной окружности червячного колеса в еж.
3z Бюссиен 497

Тогда допустимое удельное давление на зуб червячного колеса:
о 9 3 + 20Q
р
где Q — коэффициент, определяемый по формуле Q = — (Р — окружное
усилие на ведущих колесах автомобиля; G—суммарный вес
автомобиля с нагрузкой;
k — эмпирический коэффициент, имеющий для автомобилей
различных типов следующие значения:
Грузовой автомобиль 0,9
Автобус 1,15
Легковой автомобиль 1,25
Материал для червячной передачи
Требования, предъявляемые к материалу, из которого изготовляют
червячное колесо, очень высоки. Материал должен выдерживать большое
удельное давление и обладать при этом низким коэффициентом трения и высокой
износоустойчивостью. Состав бронзы червячных колес для автомобилей
колеблется в небольших пределах. На практике бронза для червячных колес
имеет примерно следующий состав: 11—14% олова; 0,15—0,4% фосфора;
не более 0,6% свинца; 0,3% никеля; не более 0,6% цинка; остальное медь.
Для изготовления червячных колес были испробованы многие другие
бронзы, как, например, алюминиевые, марганцовистые и т. д., однако
результаты были неудовлетворительны вследствие слишком большой твердости
или слишком быстрого износа из-за высокого коэффициента трения. Однако
качества сплавов, применяемых для червячных колес, зависят не только
от состава, но также от способа литья. Бронза, полученная в песчаных
формах, хуже бронзы, полученной в кокилях, в то время как центробежная
отливка привела к значительному повышению качества материала.
Кованые специальные бронзы, несмотря на высокую прочность,
оказались не пригодными для высоконагруженных главных передач автомобилей
вследствие неблагоприятных условий скольжения червяка по зубьям
червячного колеса. При износе поверхность в этом случае становится
шероховатой, вместо того чтобы становиться более гладкой.
Были испробованы и алюминиевые сплавы, однако срок службы этих
материалов до настоящего времени при самом тщательном легировании и
контроле качества сплавов составляет всего 50—60% срока службы бронзы,
полученной центробежной отливкой, поэтому по сравнению с бронзой при
применении алюминиевых сплавов приходится снижать нагрузки на
червячную передачу или увеличивать модуль зацепления.
В табл. 3 приведена характеристика бронз для червячных колес.
Таблица 3
Характеристика бронз
Параметры
Отливка
В песчаные
формы
В кокили

Центробежная
Предел упругости в кг/см2
Временное сопротивление в кг/см2
Удлинение в % на 50 Мм длины
Твердость Нв (контроль нагрузки) 3000 кг . .
Ударная вязкость (испытанный образец с
надрезом 20x20 мм)
Удельный вес в г/см3
Усилие Sc в
498
1260
2520
9
75
400
8,58
118
2045
2657
2
105
249
8,72
135
2360
3310
5
115
318
8,85
169

Червяк, представляющий собой в большинстве случаев одно целое с
червячным валом, должен быть сделан из цементованной стали, причем рабочие
поверхности червяка после закалки должны быть шлифованы и хорошо
отполированы. Для этого обычно применяют стали следующего состава (в %):
Углерод .... 0,17—0,22
Кремний не менее 0,35
Сера , 0,05
Фосфор „ „ 0,05
Приводимые ниже цифры характеризуют средние прочностные свойства
стали:
Временное сопротивление разрыву в кг/см2 7000—9400
Марганец ....
Никель
Молибден ....
0,80—1,10
Отсутствует
0,20—0,30
Предел упругости в кг/см2
Удлинение в % на длине 50 мм
Поперечное сжатие сечения в %
Ударная вязкость для образца с надрезом в кгм/см2
Твердость
4900
20—15
50
10—6
270
Твердость цементованного слоя ##с должна быть не ниже 60. Твердость по склероскопу
Шора должна быть не ниже 75.
ГЛОБОИДНАЯ ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА ДЛЯ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
К червякам рулевого управления следует предъявлять особые требования,
которые к тому же противоречат одно другому: с одной стороны, высокий
к. п. д., а с другой стороны, само
торможение, т. е. сопротивление
передаче на рулевое колесо
динамической нагрузки. Последнему
требованию отвечает однозаход-
ный червяк. Однако его к. п. д.
сравнительно невелик вследствие
небольшого угла подъема ниток и
червяка (см. фиг. 13).
Значительные преимущества
дает так называемая глобоидная
червячная передача (фиг. 16). Фиг. 16. Профиль зуба для глобоидальной
Зубья червячного колеса на ПОЛО- червячной передачи для рулевого механизма,
вине зуба (от центральной
плоскости) со стороны входа, т. е. с той стороны, с которой витки червяка входят
во впадины между зубьями червячного колеса, работают с участками витков
червяка, имеющих наибольший угол подъема.
В этом случае более надежно образуется масляная пленка и более
плавно происходит зацепление, что подтверждается опытом эксплуатации
такой передачи в Англии, где этот рулевой механизм широко
распространен, в особенности в автобусах и грузовых автомобилях.
Конструкция глобоидной передачи аналогична конструкции передачи
с цилиндрическим червяком с профилем, прямым или эвольвентным в
осевом сечении, однако делительная окружность и окружность впадин
червяка совпадают. При этом диаметр делительной окружности червяка
d — q-m, а модуль определяется по общей формуле
Центры образующей зуба (радиус R) лежат на цилиндрической
поверхности, диаметр которой несколько меньше диаметра окружности впадин
32* 499

или делительной окружности. Для расчета можно воспользоваться
следующими отношениями (см. фиг. 16):
Червяк Червячное колесо
d = q • m SK = 0,2 /72 cos a
-(d + 2SK)
/ = A — 2 hs = 2 G — (a + 2 SK)
7? = 3,5 m cos a Л' = Л + т
ft, = 2,2 m cos a . _
s
Чтобы удовлетворить поставленным выше требованиям, существует" еще
один путь, а именно: применение многозаходных червяков с высоким к. п. д.
без самоторможения, с добавлением специального демпфирующего
устройства, воспринимающего толчки.
Метод расчета рулевых червяков в основном тот же, что и червячных
главных передач. Разница состоит только в том, что при расчетах рулевого
червяка следует исходить из диаметра рулевого вала (трубы), который
определяется по конструктивным соображениям.

XIV. ТОРМОЗА
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ТОРМОЗАМ
Вследствие значения, которое имеют тормоза для безопасности уличного
движения, во всех государствах предъявляются специальные требования
к автомобильным тормозам. Для каждого автомобиля требуются два
раздельных тормозных устройства, из которых по крайней мере одно должно
действовать непосредственно на колеса. Торможение двигателем
рассматривается как вспомогательное средство.
Основные технические требования, предъявляемые к тормозам, касаются
тормозных сил, к. п. д., времени, необходимого для срабатывания, и
достаточной теплоотдачи тормоза *.
Тормозные силы
Необходимые тормозные силы следует определять в двух местах:
1) в месте приложения силы на рычаге управления тормозом;
добавочную вспомогательную силу (например, от вакуума или высокого давления)
следует учитывать в предположении, что эта сила регулируется или
водителем, или автоматически;
2) в месте соприкосновения колеса с дорогой, причем имеют значение
возникающие силы трения. Если пренебречь остальными силами
сопротивления движению, то тормозные силы по окружности колеса в каждый
момент торможения пропорциональны замедлению автомобиля.
Чтобы подсчитать отношение этих величин, нужно учесть следующее.
Затрачиваемая водителем сила должна быть достаточной, чтобы создать
на окружности колеса требующиеся тормозные силы.
В быстроходных автомобилях и прицепах сумма тормозных сил должна
соответствовать по крайней мере половине веса автомобиля, что эквивалентно
"замедлению автомобиля не меньше 5 м/сек2. Чтобы обеспечить наилучшее
сцепление заторможенного автомобиля с дорогой, чтобы вообще можно
было использовать большую часть веса автомобиля для торможения,
необходимо делать все четыре колеса тормозящими. В автомобилях с
максимальной скоростью ниже 20 км/час достаточно замедление 3 м1сек2, что
соответствует тормозным силам, соответствующим х/з общего веса автомобиля.
Для таких автомобилей можно ограничиться двумя тормозными колесами.
Предельные силы, на которые можно рассчитывать автомобиль,
приведены в табл. 1.
Сила, затрачиваемая водителем, и замедление автомобиля должны иметь
по возможности постоянную взаимозависимость. Это позволит водителю
приспособить процесс торможения к меняющемуся коэффициенту трения
между колесом и дорогой; даже при неблагоприятных условиях, например,
при гололедице, должна существовать возможность избежать блокировки
колес. Для этого нужно, чтобы на рычаге управления тормозами
чувствовалось противодействие, которое было бы пропорционально замедлению. Если
построить диаграмму изменения тормозной силы Рх в зависимости от вели-
1 Сила, приложенная к рычагам управления, и сила торможения взаимозависимы.
501

Таблица 1
Предельные силы при торможении
Место приложения сил
Педаль
Рукоятка ручного тормоза
Ручной тормоз мотоциклов

Максимальная сила
в кг
100
70
30
Практически применяемая сила
Легковой
автомобиль
30
20
Грузовой
автомобиль
70
50
Мотоцикл
50
20
Фиг. 1. Характеристики тормоза:
— прогрессивная; 2 — пропорциональная.
чины силы Р2 на рычагах управления тормозом, можно получить две
принципиально различные характеристики: 1) пропорционально возрастающую
зависимость между указанными (фиг. 1) величинами и 2) прогрессивную.
Практически можно называть
тормоз пропорционально действующим
в тех случаях, когда его характеристика
только вначале является
пропорциональной, а затем прогрессивной. При
тормозах с прогрессивной
характеристикой уменьшается возможность
определения эффективности торможения
с увеличением усилий на рычагах,
вследствие чего повышается опасность
блокировки колес.
Возникает вопрос, действительно ли
водитель почувствует блокировку колес
раньше при тормозах с
пропорциональной характеристикой, чем при
тормозах с прогрессивной характеристикой. Но до настоящего времени ответ
на этот вопрос не получен.
Соотношение сил, приложенных к рычагам тормозного привода, и сил,
действующих на окружности колеса, является основой торможения.
Большое значение также имеет изменение сил внутри самой тормозной системы
при передаче их от рычага тормозного привода до колеса. Дальнейшее
развитие конструкции тормозов должно быть направлено на уменьшение потерь
в тормозной системе. Отсюда вытекает следующее положение: уменьшение
сил в тормозных устройствах должно быть сведено до минимума.
Это связано с к. п. д. тормозной системы и коэффициентом трения
в тормозных колодках.
Коэффициент полезного действия
Коэффициент полезного действия тормозной системы -ц зависит от:
а) механического к. п. д. передачи усилий от рычага тормозного привода
на окружность колеса чц, который характеризует потери в механизме
и в колодках тормоза;
б) механического к. п. д. распределения сил в тормозном механизме т\2*
который характеризует распределение сил на различные оси и колеса
автомобиля.
Каждый из этих коэффициентов должен приближаться к единице.
Потери в тормозе зависят от конструкции и состояния подвижных
элементов, например, шарниров, сочленений, тормозных тяг, тормозных тросов
и т. п. Потери в тормозных колодках возрастают с уменьшением
коэффициента трения рт между барабаном и колодкой. Предпосылкой для хорошей
работы тормозов во время каждого отдельного торможения, и в особенности
при длительной нагрузке (при движении автобусов по городу или длительном
502

спуске с горы), является по возможности постоянный к. п: д. тц и
коэффициент трения р*г . Однако наиболее важным является ослабление
эффективности при нагреве тормозов, когда автомобиль движется с большой скоростью.
Влияние скорости движения на тормоза автомобиля можно оценить по нагреву
последних.
При резком затормаживании на максимальных
скоростях решающую роль играет квалификация
водителя. В случае попытки затормозить автомобиль на
большой скорости возникает опасность блокировки
колес даже при самом искусном управлении
тормозами, причем эта опасность создается или вследствие
различий в коэффициенте трения между отдельными
колесами и дорогой, или вследствие несовершенства
распределения приводных сил в тормозном механизме.
Чтобы свести до минимума уменьшение
коэффициента трения ^т при применении
обычной тормозной колодки, необходимо
обеспечить хорошее охлаждение барабанов
и предохранить тормозной механизм от
попадания масла и грязи. Чем больше вес
автомобиля, тем труднее обеспечить требуемое
охлаждение; в автомобилях, имеющих боль- ^д
шои вес, отвод тепла, образующегося при от тормозной поверхности и износа,
торможении, становится главной проблемой.
Снижение коэффициента ti^ можно определить при испытании тормоза с помощью
маятникового измерительного прибора. Если при многократном торможении замедление
автомобиля сильно снижается, то это объясняется неисправностью тормозного механизма.
Причинами такого явления могут быть: неудовлетворительная
поверхность колодок, попадание масла в тормоза, неправильный ремонт,
заключающийся в том, что поверхности колодок являются не
гладкими и выгорают, нанесение на тормозные барабаны смолы или
канифоли и т. д.
Подведенная к тормозу сила обычно увеличивается по
сравнению с силой на рычагах или педали путем
изменения передаточного числа тормозного устройства.
Изменение передаточного числа ограничено главным образом
необходимостью иметь достаточное перемещение колодок
для устранения зазора, образующегося в результате
износа и необходимости отведения тормозных колодок от
барабана при выключении тормоза. При диаметре
тормозного барабана больше 300 мм минимальная величина
зазора а (фиг. 2) должна быть больше 3 мм, при диаметре
меньше 300 мм — составлять 1% диаметра. Тормоза, для
которых не соблюдены указанные минимальные размеры,
во время эксплуатации трудно регулировать.
Если регулировка не проведена во-время, то
тепловое расширение тормозного барабана может помешать
нормальной работе тормоза. Такое увеличение диаметра
тормозных барабанов встречается у ручных тормозов
с высоким передаточным числом на грузовых автомобилях,
а также у тормозных барабанов, сделанных из легких
сплавов.
Фиг 3. Ручной
тормоз грузового
автомобиля Lancia.
От описанного недостатка избавлены ручные тормоза лебедочного типа. Примером такого
тормоза может служить ручной тормоз Lancia (фиг. 3). Рычаг ручного тормоза 2 действует
на масляный насос 3. Путем качания рычага тормоза системе тормозных тяг, которая
присоединена к рычагу в точке 4, передаются силы требуемой величины. Рычаг тормоза может быть
заперт с помощью собачки /. Этот ручной тормоз обеспечивает эффективное и одновременно
мягкое и плавное торможение- Отклонение рычага у такого тормоза практически не
ограничено, вследствие чего изменение зазора между колодками и тормозным барабаном не опасно.
Это имеет особое значение для ручных тормозов на задних колесах грузовых автомобилей
'503

большой грузоподъемности, так как эффективность подобных ручных тормозов
ограничивается главным образом недостаточным ходом рычага.
Потери в результате неравномерного распределения тормозных моментов
между колесами, характеризуемые коэффициентом у\2, неизбежны до тех пор,
пока распределение тормозных усилий между передней и задней осями
происходит по законам, действительным для жестких систем. Для повышения
к. п. д. -ц2 требуется, чтобы тормозные силы, передаваемые на колеса
различных осей, соответствовали в каждое мгновение действительным
нагрузкам. Поэтому при наличии тормозов
на все колеса следует стремиться
к распределению сил, которые
автоматически приспосабливались бы
к переменным нагрузкам. Потери
вследствие неравного распределения
тормозных сил между колесами одной
и той же оси имеют второстепенное
значение. Потери могут встретиться и
при наличии тормозов только на двух
колесах, и избежать их можно путем
тщательной регулировки тормозов
1
9 8
Фиг. 4. Регулятор тормоза Bendix.
или применения уравнителей.
В отдельных случаях делались попытки с помощью специальных устройств
улучшить распределение тормозных сил между колесами и улучшить таким
образом коэффициент ч\2. На фиг. 4 показан регулятор тормоза Bendix.
Корпус 3 неподвижно соединен с рамой 2 автомобиля. Цилиндр 4 скользит
в уплотняющем маслосъемном кольце б и на роликах 8. В точке 5
присоединяется система тормозных тяг, ведущая к педали тормоза. Трос 1 идет
к тормозу заднего колеса. Как только
нажатием педали преодолено натяжение
пружины 7, коническая головка 9 зажимает
ролики, и цилиндр 4 закрепляется
относительно корпуса 3. В результате такой
конструкции натяжение пружины 7 дает
возможность ограничить тормозную силу на
задних колесах автомобиля. Но ни одно из этих
приспособлений не нашло практического
применения. До тех пор, пока не удастся
использовать максимум сцепного веса
автомобиля для его затормаживания,
коэффициент г]2 будет значительно меньше единицы.
В настоящее Время при наличии тормозов на фиг- 5- Регулятор тормоза Bosch:
все колеса приходится рассчитывать на 1 —место крепления.
использование 50% веса автомобиля для
его затормаживания. У мотоциклов при хорошем управлении тормозами
весь сцепной вес может быть использован для торможения и тормозная
сила может быть доведена до 80% веса машины.
К вопросу наилучшего распределения тормозных усилий между
отдельными колесами следует подходить с учетом качества дорожного покрытия.
Если бы существовало приспособление, которое исключало возможность
блокировки колес при любых условиях эксплуатации, тогда нужно было бы
только создать на окружности колеса достаточно большие тормозные силы.
Распределение сил в тормозном механизме имело бы тогда второстепенное
значение.
Регуляторы блокировки колес имеются на железнодорожном транспорте. Попытки
применить такие приспособления к автомобилям имели еще меньший успех, чем попытки применить
тормозные регуляторы для распределения тормозных сил между колесами.
Проблема распределения тормозных усилий между колесами связана
также с эксплуатацией прицепов. Тормозная сила, передаваемая от тягача
504

РкгЬм
UO 4
20 2
0 0
А
/
//
а
/
у
ю
- s —
Г"
20
R
-а*
Л-
' t
30
40
I
\
50
\
\
\
—
сек
Фиг. 6. Результат одновременного измерение
силы Р педали и замедления при торможении:
Л — смещение фаз; 5 — время переходного периода;
а — продолжительность перемещения тормозных
колодок-.
к тормозам прицепа, должна соответствовать сцепному весу прицепа.
Существующие регуляторы груза для прицепов двух- или трехступенчатого авто-
мобиля работают слишком неточно (фиг. 5).
Время, необходимое для начала работы тормоза
При передаче силы от тормозного рычага на колеса теряется часть хода
вследствие упругих деформаций в тормозном механизме и необходимости
устранения зазоров. Поэтому для того, чтобы тормоза начали работать,,
требуется определенное время. Эта затрата времени зависит от типа привода
тормозов, а также от конструкции самих тормозов. Несовпадение момента
приложения силы к тормозному рычагу и появление тормозящих сил
на окружности колеса практически
выражается в запаздывании
торможения автомобиля.
При определении времени,
необходимого для срабатывания тормозов
различных конструкций, возникали трудности,
заключающиеся в том, что приходилось
измерять очень малые периоды времени
и рассматривать отдельно влияние
конструкции тормоза от влияния способа
управления им.
Наглядное представление о
процессе торможения дано в разделе I.
Время, необходимое для
срабатывания тормоза, в частности,
период, зависящий от конструкции
передаточного механизма и
тормозных колодок, должны быть по возможности малы. Это положение
относится и к тормозному устройству прицепа.
Время, необходимое для приведения механического тормоза в действие,
должно быть равно времени, затраченному на перемещение тормозных
рычагов. После многочисленных наблюдений за работой различных водителей
удалось определить это время — оно равно 0,1—0,25 сек. Для
пневматических тормозов этот период, кроме того, зависит от времени срабатывания
клапанов управления и от скорости течения воздуха по трубопроводам.
Чтобы во время испытаний исключить влияние времени управления
тормозом, включение тормоза производят с помощью специального
приспособления.
Под влиянием увеличения холостого хода тормозного механизма (например, наличия
воздуха в системе гидравлического тормоза, износа колодок и шарниров) возрастает время,
необходимое для приведения тормоза в действие.
Износ колодок следует компенсировать удобными для доступа или автоматическими
регулирующими приспособлениями; отрицательное влияние износа колодок особенно заметно,
если передаточное число тормозного механизма слишком велико; большему ходу рычага
управления тогда соответствует слишком малый ход колодок и требуется очень частая регулировка
тормозов.
Время, необходимое для управления тормозами, зависит и от навыков водителя. Чтобы>
сократить время управления тормозом, водителю необходимо создать наилучшие условия
для управления тормозами; для этого нужно сиденье водителя и рычаг управления тормозом
расположить так, чтобы обеспечить удобство управления.
Данные по степени смещения фаз (по времени), которое возникает между
тормозной силой, прилагаемой к тормозному рычагу, и соответствующей
ей тормозной силой (между колесом и полотном дороги), имеются только
для пневматических тормозов. Они получены в результате испытания
тормозов, во время которого с помощью киноаппарата зафиксированы
одновременно показания динамометра и показания прибора для измерения
тормозного усилия (фиг. 6). При этом одновременно учитывалась
инерция этих двух приборов. Для исследований применяются также приборы*
505

регистрирующие замедление, которые упрощают сложный метод
фотографирования с помощью киноаппарата. Возможность использования таких
регистрирующих маятниковых приборов для практических испытаний тормозов
зависит от дальнейшего конструктивного развития этих приборов.
Можно надеяться, что у обычных механических тормозов смещение фаз
по времени так мало, что им можно пренебречь; у сервотормозов это смещение
будет'более заметно.
Тепло, выделяющееся при торможении
С увеличением скорости и веса автомобилей и прицепов отвод тепла при
затормаживании все больше становится проблемой. Тепло, выделяющееся
при торможении, необходимо отводить при любых условиях работы тормоза.
Причем при торможении, связанном с остановкой автомобиля, основное
значение имеет способность тормоза воспринимать тепло, т. е. нагреваться
без ущерба для деталей тормоза; при продолжительном же торможении,
которое бывает при
длительных спусках, главным
является сохранение
тормозного эффекта. Торможение
при частых остановках, как
это бывает, например, у
городских автобусов, создает
условия, аналогичные
условиям при длительном
торможении.
Температура тормоза воз-
8 12
16
20 _ 24 28 32 мин
«Фиг. 7. Повышение температуры тормоза на город
ском автобусе.
растает до тех пор, пока
образующееся тепло и
отведенное тепло не уравновесятся.
Тормоз должен не накапливать тепло, а как можно интенсивнее его отдавать. Это
усложняется тем, что у современных автомобилей обтекаемой формы колеса и тормоза часто
закрываются элементами кузова и крыльев, вследствие чего ухудшается естественный обдув. К этому
нужно добавить, что условия теплоотдачи ухудшаются при применении колес малого
диаметра, но с большим сечением шин, так как при этом зазоры между тормозным барабаном
и ободом сводятся до минимума.
Кинетическая энергия, которая при торможении в результате
механического трения превращается в тепло, зависит от скорости в квадрате.
Приводимые ниже цифры иллюстрируют количество кинетической энергии
и тепла, возникающее при торможении на остановках, при весе автомобиля,
равном 1500 кг для легковых и 10 000 кг для грузовых автомобилей.
Возникающий вследствие образования тепла нагрев тормозов является
вредным по двум причинам. Коэффициент рт уменьшается, накладки
колодок становятся мягкими или сгорают; барабан расширяется и его
поверхность отходит от колодок. Чтобы получить при этом удовлетворительное
действие тормоза, нужно повысить усилие, прилагаемое к тормозному рычагу,
и ход последнего должен быть увеличен.
Таблица 2
Зависимость кинетической энергии и соответствующего количества тепла
от скорости движения
Скорость
в км/час
50
75
100
450
Кинетическая
Легковые
автомобили
15 000
33 000
63 000
252 000
энергия в кгм
Грузовые
автомобили
97 000
218 000
—
Соответствующее количество тепла
в ккал
Легковые
автомобили
35
77
148
590
Грузовые
автомобили
225
510
—
50G

Правда, при охлаждении состояние тормоза восстанавливается, но момент
ухудшения действия тормоза очень опасен. Дисковые тормоза в этом
отношении лучше, чем барабанные.
Заключение
Основные требования, предъявляемые к тормозам, должны выполняться
применительно к тормозным механизмам всех автомобилей и прицепов.
Тормозные качества автомобилей должны быть одинаковыми, т. е.
тормозные усилия на рычагах управления должны с минимальными потерями
обеспечивать тормозные эффекты на колесах.
Перед конструкторами автомобильных тормозов стоят главным образом
следующие задачи. Распределение сил в тормозном механизме должно быть
таким, чтобы тормозные силы автоматически приспосабливались к
величинам реакций на колесах (имеется в виду усовершенствование распределения
тормозных сил, а в прицепе — автоматическое регулирование тормозов
в зависимости от нагрузки).
Блокировка колес должна быть устранена автоматической регулировкой.
Время срабатывания тормоза, зависящее от его конструкции, должно быть
сокращено до минимума.
На всех быстроходных автомобилях и автомобилях большой грузоподъем-.
ности необходимо предотвратить нагревание тормоза при любых условиях
работы.
К материалу накладок тормозных колодок следует предъявлять
определенные требования в отношении прочности, стойкости, сохранения по
возможности постоянным коэффициента трения р-г.
конструкция тормозов
В автомобилях применяются почти исключительно фрикционные тормоза.
Трущееся тело (например, тормозная колодка) (прижимается к барабану
или диску, вращающемуся вместе с колесами; при этом кинетическая
энергия автомобиля превращается в результате трения в теплоту.
Барабанные тормоза называют иначе радиальными, а в
противоположность им дисковые тормоза — осевыми. Тормозное приспособление крепится
или к тормозному щиту (суппорту), опирающемуся на ось, или подвешивается
непосредственно к раме автомобиля. Тормозной барабан жестко соединен
с колесами или элементами привода.
Конструкция тормоза должна обусловливаться величиной тормозных
сил и количеством тепла, образующегося при торможении. Наибольший
к. п. д. и минимальное время срабатывания тормоза могут быть достигнуты
путем тщательного расчета и правильного выбора конструкции последнего.
Уход за тормозом во время его эксплуатации должен быть простым.
Наибольшее распространение получили барабанные тормоза с внутренними колодками.
Тормоза с наружными колодками в автомобилях больше не применяются. Тормоза с
наружными лентами применяют в качестве трансмиссионных тормозов; тормоза с внутренними
лентами почти не встречаются.
Следует обратить внимание на дисковые тормоза, которые редко применялись в
автомобилях. Только после того, как они себя оправдали в самолетах, их начали
устанавливать на автомобилях.
Тормоза с внутренними колодками
По расположению и по способу нажима на фрикционные поверхности
они разделяются на тормоза с тормозными колодками, установленными
на двух жестких пальцах (фиг. 8), и тормоза, которые имеют только один
общий палец обеих тормозных колодок (фиг. 9).
Тормозные колодки 1 и 7 прижимаются с помощью двух пружин 4,
работающих на изгиб, к упорным пальцам 5, приклепанным к диску тормоза
(фиг. 9). Одновременно колодки прижимаются к диску.
507

Распорные рычаги 3 и 8, соединенные с нажимной частью 6, шарнирно
закреплены на тормозной колодке 1. Оба распорных рычага приводятся
в движение рычагом троса 2 с помощью кулака.
В результате раздельного приведения в действие в сочетании с
пружинным устройством каждая тормозная колодка работает как набегающая.
Поэтому эффект тормоза дуплекс
значительно больше, чем эффект обычного
двухколодочного тормоза.
Фиг. 8. Простой тормоз с внутренними
колодками (Simplex).
Фиг. 9. Тормоза Perrot-Duplex,
приводимые в действие тросом.
Тормоза, у которых реактивная сила первичной набегающей колодки
способствует зажиму вторичной набегающей колодки, называются серво-
тормозами (фиг. 10 и 11).
Рычажный тормоз (фиг. 10) является одной из многочисленных
разновидностей сервотормоза. Тормозное усилие набегающей колодки передается
другой колодке; на тормозной эффект
можно влиять правильным выбором точки
присоединения рычага.
Шарнирно соединенные одна с другой
тормозные колодки / и 8 (фиг. 11, а) под
влиянием растягивающего усилия
пружин прилегают при выключенном
тормозе к упорному кронштейну 5,
приклепанному к опорному тормозному диску.
Пластинчатые плоские пружины 2
прижимают тормозные колодки к опорному
тормозному диску. Если повернуть тормозной
вал 9, то приклепанный к тормозному
рычагу палец 6 нажимает на эксцентрик 5
рычага 4, который прижимает
тормозную колодку 1 к тормозному барабану.
Через шарнир 10 реакция от
тормозной колодки 1 передается на тормозную
колодку 8. Усилие, создаваемое сервотор-
мозом, в среднем в 3—4 раза больше
усилия, создаваемого обычным двухколодочным тормозом. Гидравлический
сервотормоз (фиг. И, б) устроен следующим образом. Тормозные колодки /
и 6, соединенные одна с другой регулируемым шарниром, при
выключенном тормозе прилегают под действием растягивающего усилия пружин 2
к упорному кронштейну 5, приклепанному к опорному тормозному диску*
508
Фиг. 10. Гидравлический сервотормоз
с составными колодками.

Пластинчатые пружины 2 прижимают тормозные колодки к опорному
тормозному диску.
Между тормозными колодками, под упорным кронштейном, находится
тормозной цилиндр 4, сила которого прижимает тормозную колодку 1 к
тормозному барабану. Через шарнирное соединение 8, служащее одновременно
регулировочным приспособлением, нажимная упорная сила тормозной
колодки 1 передается на тормозную колодку 6, которая крепится в правой
части тормозного цилиндра. Усилие, развиваемое сервотормозом, в среднем
в 3—4 раза больше усилия обычного двухколодочного тормоза. Тормоз
Фиг. 11. Сервотормоз Perrot:
а — с рычажным управлением; б — гидравлический.
можно легко и точно центрировать, причем не нужно прибегать при
регулировке тормоза к подъему автомобиля домкратом.
Дополнительное механическое управление осуществляется с помощью
тормозного троса 9, навешанного на тормозной рычаг 7.
Можно применять колодки с неподвижной точкой поворота или
подвижные колодки; подвижные тормозные колодки можно подразделить на
скользящие и качающиеся; так как можно применять смешанные типы тормозных
колодок, например, одну колодку скользящую, вторую — с неподвижной
точкой вращения, то существует большое многообразие конструкций
тормозов.
Тормозные колодки
Небольшие тормозные колодки делают из стальных листов
(штампованные или сварные), тормозные колодки больших размеров — из легкого
металла (в случае необходимости с стальной пластинкой в месте прилегания
кулаков). Достаточную жесткость можно получить путем придания колодке
целесообразной формы и оребрения ее.
Чтобы уменьшить опасность самозатормаживания, неподвижные точки
поворота тормозных колодок располагают как можно дальше от оси тормоза.
Набегающие тормозные колодки прижимаются в направлении вращения
барабана; в момент торможения создается дополнительное прижимное
усилие, которое увеличивает касательное усилие тормоза. Это серводействие
используется для того, чтобы увеличить отношение между переданным
тормозу разжимающим усилием и тангенциальным усилием, возникающим
на тормозном барабане. Серводействие зависит от коэффициента трения ц.г,
который тоже может меняться за время действия тормоза (в особенности
при наличии тормозных накладок с высоким коэффициентом трения). Эта

чувствительность тормозов к колебанию коэффициента трения нежелательна,
так как она приводит к ненадежной работе тормозов.
Чтобы получить тот же тормозной момент с двумя обычными колодками,
необходима значительно большая разжимающая сила. Зато
чувствительность к изменению коэффициента трения такого тормоза значительно меньше.
Разжимное приспособление
Разжимное приспособление служит для такого распределения усилий
на тормозные колодки, которое обеспечивает равномерную механическую
и термическую нагрузку на поверхность торможения.
rfi
ОС
Фиг. 12. Форма кулаков.
Фиг. 13. Клиновой
разжимной кулак (77 = Pctga).
Чаще всего в качестве разжимных приспособлений применяются
тормозные кулаки. Форма рабочей поверхности кулачков должна быть такова,
чтобы действующее плечо а рычага при всех углах поворота оставалось
постоянным (фиг. 12). Рабочей поверхности кулака придана форма
эвольвенты, построенной на основе окружности кулака с радиусом г; началом
Фиг. 14. Тормоз
Girling.
Фиг. 15. Тормоз с
разжимным устройством
Berg..
Фиг. 16.
Гидравлический тормоз
Lockheed.
построения эвольвенты принимается точка касания В. Угол поворота
кулаков должен быть настолько велик, чтобы при полностью изношенной
тормозной накладке кулак не заклинивался. Износы поверхностей кулака и
тормозной колодки неблагоприятны, так как при этом повышается удельное
давление на самом кулаке и ухудшаются условия передачи усилий тормозом.
Вследствие одинаковой формы кулачков для обеих тормозных колодок
требуется один общий угол поворота. Вместе с тем у набегающих
тормозных колодок возникают большие тормозные усилия. Следствием этого
являются неодинаковые прижимные усилия и неодинаковый износ накладок
на обеих колодках.
510

Клиновой разжимной кулак (фиг. 13) обеспечивает лучшую передачу'
тормозного усилия тормозным колодкам. При угле клина а =5ч- 10°
сила F, разжимающая колодки, в 5—10 раз больше, чем сила торможения Р.
Наиболее известной конструкцией является тормоз Girling (фиг. 14).
Следует также упомянуть распорно-рычажное приспособление (фиг. 15).
Наилучшую передачу тормозного усилия тормозным колодкам
обеспечивают гидравлические цилиндры, поршни которых, раздвигаясь,
прижимают колодки к тормозным барабанам (фиг. 16). С помощью пружины,
колодки возвращаются в
первоначальное положение.
Тормоз снабжен
автоматическим регуляторомзазора
конструкции Ate-Engel. Если же в
результате износа зазор станет больше
допустимого, то при каждом
включении тормоза нарезка
регулировочного болта, имеющая
пилообразную форму, перемещается на
собачке на один зуб дальше.
Ручные тормоза
Ручные стояночные тормоза
устанавливаются главным
образом на валу коробки передач
(фиг. 17). Такой тормоз
приводится в действие с помощью тормозного рычага и обычно служит вторым-
независимым тормозным механизмом.
Так как барабаны или диски трансмиссионных тормозов вращаются с большим числом
оборотов, чем колеса, то вследствие этого при сравнительно небольших размерах тормоза-
можно достигнуть большего тормозного эффекта. Однако особенно жестко действуют тормоза-
с наружными лентами, вследствие чего возникает опасность блокировки колес и сильно
нагружаются карданный вал и детали заднего моста.
Тормозные барабаны
Тормозные барабаны небольших размеров (для мотоциклов) штампуются
из стального листа. Для автомобилей (даже для микролитражных)
применяются почти исключительно литые барабаны, главным образом чугунные-
и редко из стали (табл. 3). Основными требованиями, которым должен
отвечать тормозной барабан, являются жесткость, износоустойчивость и
теплостойкость.
Таблица 3^
Фиг. 17. Ленточный тормоз.
Материалы тормозных
Материал
Сталь (улучшенная) . „ . . .
Серый чугун
Алюминиевый сплав

Удельный вес
в г/см3
7,85
7,25
2.70

Прочность
в кг/мм2
100
26
45
барабанов

Теплоемкость
в кал/кг °С
0,117
0,127
0,216
Коэффициент

теплопроводности
в кал/м/час °С
50
42
181
Расширение
12,0 • 10-6
10,5 . 10-6
23,5 • 10-6
Жесткость барабанов достигается применением ребер, которые одновременно служа»
для охлаждения (фиг. 18). Большая жесткость необходима для того, чтобы тормозной барабан<
мог выдержать высокое давление тормозных колодок без деформации,
511

Требования к повышению лучшей теплоотдачи привели к применению
тормозных барабанов из легких сплавов с заливкой беговых поверхностей
специальным чугуном. Недостатком таких биметаллических тормозных
барабанов является только высокая стоимость.
Диаметр тормоза должен быть как можно больше, однако между ободом
и тормозным барабаном должен оставаться достаточный зазор, чтобы обеспе-
Фиг. 18. Ребра для
повышения
жесткости и улучшения
охлаждения
тормозного барабана.
Фиг. 19. Расположение тормозных барабанов на дифференциале
(Zancia-Aurelia).
чить циркуляцию воздуха. Обычно применяют следующие диаметры
тормозных барабанов (в мм):
Легковые автомобили 200—400
Грузовые автомобили 350—480
Мотоциклы 125—250
Центральные трансмиссионные тормоза 180—300
Ширина барабана должна быть несколько больше ширины колодки. Необходимо, чтобы
тормозные барабаны были прочно и надежно соединены с колесами или приводными валами;
должна быть обеспечена их прочная центровка. Рабочие поверхности тормоза следует
тщательно обработать. Остальную поверхность и охлаждающие ребра оставляют
необработанными, так как шероховатые поверхности лучше излучают тепло.
Стремясь уменьшить неподрессоренные массы и улучшить охлаждение, в некоторых
случаях тормоза переносят с колес на валы главной передачи (в случае независимой подвески)
(фиг. 19).
Дисковые тормоза
Дисковые тормоза часто применяются для колес самолетов, а также могут
быть использованы и для автомобилей. В отличие от фрикционного сцепления
в дисковом тормозе вращающийся диск останавливается неподвижным
диском; в некоторой степени дисковые тормоза имеют конструктивное
сходство со сцеплением автомобиля.
Преимуществами дискового тормоза являются: лучшая теплоотдача (в особенности у
вентилирующихся дисковых тормозов), меньший вес вращающихся элементов, у сплошных диско-
вых тормозов — значительно меньшая нагрузка на накладку тормоза; кроме того, в данном
случае на торможение не может влиять ни овальность, ни термическое расширение барабана.
Составные дисковые тормоза (фиг. 20) применялись в качестве
трансмиссионных. Затруднения, связанные с термическим режимом, можно значи-
512

тельно легче преодолеть в дисковых тормозах, чем в барабанных. В США
в легковых автомобилях чаще применяются сплошные дисковые тормоза,
устанавливаемые на колесах (фиг. 21).
Фиг. 20. Трансмиссионный ручной
дисковый тормоз с составным дис-
Фиг.-21. Дисковый тормоз Chrysler.
1000 ■ -мм
800 - •
600 • ■
Ц00--
200 •-
915 к гм
895 кгм
Тормозные накладки
В качестве тормозных накладок раньше применялась почти исключительно
асбестовая ткань с латунными нитями или без них. Ткань пропитывалась
смолистой или резиновой массой; в отдельных случаях встречались также
прессованные фрикционные материалы. Тормозные
накладки изготовляются специальными фирмами
по различным неопубликованным рецептам.
Вместо длинноволокнистого асбеста применяются
большей частью тонкие алюминиевые или
стальные стружки; наполнителем служат асбестовый
порошок, сланцевая мука, тальк, графит и др.
Все это пропитывается смолистыми
искусственными веществами. До тех пор, пока нет единых
технических условий поставки тормозных
накладок, проблема получения высококачественных
материалов является наиболее трудной.
К материалу накладок предъявляются
высокие требования. Необходимо определять качество
тормозных накладок по установленным
показателям и проводить для этого соответствующее
испытание материалов. Основными показателями,
по которым следует определять качество
накладок, должны быть коэффициент трения и износ,
причем следует учитывать также и материал
детали, о которую трется накладка, так как
свойства трущейся пары могут меняться.
Коэффициент трения зависит от нажимного усилия,
скорости скольжения и температуры. Он действителен только
для определенной трущейся пары. Следует различать рабочий
или действительный коэффициент трения \х-т накладки и барабана и теоретический коэффициент
трения fx, который получают при испытании на трение образцов. Как правило, \iT > jjl Важно
не только, чтобы тормозная накладка имела особенно высокий коэффициент
трения (fxr > 0,5), но и чтобы тормозная накладка при любых условиях работы сохранила
по возможности постоянный коэффициент трения, даже если тормозной барабан сильно нагрет
(фиг. 22).
Износ измеряют в см3/л. с. ч.\ слишком малый износ неблагоприятен для приработки
накладок и поэтому не желателен. И при высокой температуре накладка должна сохранять
форму, в ней не должны возникать трещины, пузыри или другие дефекты. Кроме того, необ-
33 Бюссиен -. 513
сен
Фиг. 22. Результаты
испытания термостойкой
тормозной накладки (передача
тормозного момента не
ухудшилась даже при накаленном
докрасна тормозном
барабане):
/ — тормозной барабан нагрет
до t & 30° С; 2 — тормозной
барабан накален докрасна
(/ « 600° С).

ходимо, чтобы накладки обладали достаточной механической прочностью и как можно меньше
поглощали воды и масла. Предельные значения коэффициента трения р.^ колеблются от 0,25
до 0,50. Для приближенных расчетов можно взять за основу коэффициент трения, равный 0,35.
Величины коэффициентов трения должны, как правило, проверяться для соответствующей
трущейся пары и определенного тормоза.
Удельное давление на колодки может достигать 20 кг/см2; нормальная его величина
не должна превышать 10—12 кг/см2. При значительном увеличении нажимного усилия на
колодках снижается коэффициент трения.
Максимальной величиной скорости скольжения можно считать приблизительно 12 м1сек.
С увеличением скорости скольжения коэффициент трения сильно уменьшается.
Верхним пределом допустимой температуры накладок, при которой
коэффициент трения уменьшается незначительно, нужно считать 300° С. Нужно
стремиться к получению таких накладок, которые были бы мало
чувствительны к повышению температуры.
Условной величиной для определения степени нагруженности накладок служит
отношение веса автомобиля в кг к суммарной поверхности трения в см2. Для гоночных и спортивных
автомобилей это отношение близко к 1,3 кг/см2; для легковых автомобилей это отношение
доходит до 0,5.
Накладки обычно приклепываются к барабану или приклепываются
к металлу. Отверстия для заклепок прокалываются в штампах или сверлятся
с помощью быстрорежущих спиральных сверл и зенкеров. Приклепывание
накладки должно производиться ударом, направленным от центра к
периферии. После приклепывания накладку надо довести до требуемого диаметра
путем обточки или шлифования. Концы накладок, особенно набегающие,
должны быть снабжены фасками. На некоторых накладках делают
поперечные канавки, чтобы облегчить прилегание к барабану и получить
автоматическую очистку поверхностей торможения.
Механизмы управления тормозами
Рычаги тормозного управления надо располагать так, чтобы они были
доступны для осмотра. Ножная педаль тормоза должна приводиться в дей-
Фиг. 23. Тормозной рычаг, устанавливаемый на переднем щите
автомобиля.
ствие правой ногой, рычаг стояночного тормоза — в зависимости от компо-
нопки правой или левой рукой.
В табл. 4 приведен допустимый ход тормозных педалей или рычагов.
Таблица 4
Допустимый ход тормозных педалей или рычагов в мм
Способ привода
Педаль ,
Рычаг „
Мотоциклы
100
100
Легковые
автомобили
200
550
Грузовые
автомобили
220
450
Рычаг ручного тормоза должен иметь приспособление, удерживающее
его в затянутом положении в виде храпового механизма. Чтобы рычаг
ручного тормоза не мешал посадке и высадке, его помещают или между
сиденьями или на переднем щите, под щитком приборов (фиг. 23).
514

На фиг. 24 показан привод ручного тормоза лебедочного типа. Если потянуть рукоятку /
на себя, что вызывает включение тормоза, то рычаг 2 автоматически подается в
противоположном направлении. Тормозная рычажная система 4 подтягивается при этом с помощью тяги 3
на величину А. Тем самым устраняется зазор, имеющийся у выключенного тормоза, и
тормозные колодки слегка прижимаются к тормозному барабану. Отверстие 5 рычага между
тем приближается к точке вращения тормозного рычага (со 120 до 55 мм); передаточное число
механизма управления тормозом при этом удваивается. Время, необходимое на приведение
тормоза в действие, в этом случае практически не увеличивается; общее же передаточное число
его может быть доведено до величины около 600. С помощью двухступенчатой передачи
можно создать на тормозе очень большое усилие и не
увеличивать ход рукоятки. Принципиально эта схема
напоминает тормозные цилиндры гидротормоза с
поршнями неравного диаметра.
Передача тормозных усилий к
механическим тормозам производится тягами,
тросами, с помощью гидравлической системы.
Тяги
Тяги должны быть так расположены,
чтобы на работу тормоза не оказывали
влияния деформации элементов подвески и
поворот направляющих колес. При этом тор-
Фиг. 24. Тормозной рычаг
с переменным передаточным
числом Krupp.
Фиг. 25. Балансирный
уравнитель тормозов.
моза не должны непроизвольно включаться. Чтобы уменьшить
холостой ход тормозного механизма, должно быть как можно меньше шарниров
и сочленений; иногда между колесами каждой оси устанавливается балан-
♦сирный уравнитель управления тормозами (фиг. 25). В машинах, которые
обеспечены тщательным уходом, для уравнивания действия тормозов
достаточно использовать упругость тормозного механизма, и в этом случае
можно обойтись без специального уравнительного приспособления.
Тросы
Иногда для передачи тормозных усилий применяются проволочные тросы,
которые на прямых участках открыты, а в местах изгиба и в соединениях
между рамой и осями снабжены металлическими оболочками.
Фиг. 26. Стальной трос в оболочке Perrot.
Чтобы предохранить металлические оболочки от загрязнения, необходимо уплотнять
место выхода троса, а для предохранения тросов от коррозии нужна соответствующая смазка
(фиг. 26). Соединение с тормозными рычагами осуществляется или с помощью вилок,
закрепленных на тросах, и пальцев, или коушей и двойных клемм (фиг. 26).
33* 515

Гидравлическая система
Гидравлические тормоза получили самое широкое распространение.
В основу действия гидравлического тормоза положен закон Паскаля
(фиг. 27).
Основными преимуществами гидравлического тормоза являются: быстрая,
почти без потерь, передача усилия и полная равномерность в распределении
сил в тормозных механизмах,
высокий к. п. д. ijj, а также простота
передачи усилия к колесным
тормозам с помощью резиновых шлангов.
На фиг. 28 показана схема
гидравлического тормоза с тормозными
шлангами, соединяющими узлы,
2 2 расположенные на раме и осях.
*~ см -ьисм Вместо рычажной передачи, при-
Фиг. 27. Иллюстрация закона Паскаля. меняемой В механических тормозах,
используются тормозные цилиндры
различных размеров, вследствие чего можно простым способом
регулировать величину нажатия на колодки (фиг. 29). Этим достигается равномерность
износа накладок и быстрое устранение зазора, образующегося при
выключении тормозов (фиг. 30).
Давление масла в магистрали составляет 25—100 am. Вследствие высокого давления
жидкости коммуникации системы могут оказаться недостаточно плотными, а из-за утечки
жидкости тормоз перестает действовать. Этого можно избежать путем устройства
гидравлического тормоза с двумя независимыми системами циркуляции жидкости — раздельно
для передних и задних колес (фиг. 31).
Сервотормоза
Тормоза с усилителями (сервотормоза) следует разделить на две группы:
1. Механизмы, где к усилию водителя пропорционально ему добавляется
усилие механизма.
2. Механизмы, где водитель только управляет внешним источником силы.
К первому типу относится, например, вакуум-сервомотор Bosch (фиг. 32)
и пневматическое тормозное устройство Knorr (фиг. 33); ко -второму типу
относятся пневматические тормоза. Из других конструкций следует
упомянуть лишь гидравлические насосные тормоза и тормоз Gates. Ниже
приводятся основные особенности этих тормозов.
В вакуум-сервотормозе Bosch (фиг. 32) при нажатии на педаль приводится
в действие распределительный клапан, в результате чего прерывается
сообщение между левой камерой тормозного цилиндра и впускной трубой
двигателя и открывается свободный доступ атмосферного воздуха в эту камеру.
В это время правая камера тормозного цилиндра остается под разрежением.
Под действием атмосферного давления поршень перемещается в тормозном
цилиндре направо. Закрепленный к коромыслу трос тянет его направо
и увлекает за собой рычажный механизм. Соединенная с рычажным
механизмом штанга нажимает на поршень главного цилиндра, вследствие чего
гидравлический тормоз приводится в действие. Интенсивность торможения
зависит от усилия, прилагаемого к педали. Как только давление на педаль
становится постоянным, т. е. перемещение ее прекращается, коромысло
своей верхней частью наклоняется влево. Тогда золотник в распределителе
нажимает на тарельчатый клапан, и доступ воздуха из атмосферы в
тормозной цилиндр прекращается. Поршень тормозного цилиндра остается
неподвижным. Если водитель увеличивает давление на педаль, то
распределительный клапан продолжает пропускать воздух в тормозной цилиндр, и
тормозное усилие увеличивается. При полном торможении связь с окружающим
воздухом сохраняется; действующая на поршень главного цилиндра сила
слагается из усилия, прилагаемого водителем к педали, и усилия, созданного
516

Фиг. 28. Схема гидравлического тормоза:
/ — тормозной колесный цилиндр; 2 — уплотняющее кольцо; 3 — винт крепления
штуцера; 4 — переходник от шланга к цилиндру; 5 — опора тормозного шланга; в —
резервуар; 7 — переходник у цилиндра; 8 — главный цилиндр; 9 — тормозной шланг;
10 — гайка; 11 — соединительный патрубок, 12 — патрубок у цилиндра; 13 — труба-
провод тормоза; 14 — переходник; 15 — тройник.
Фиг. 29. Двухступенчатый
тормозной цилиндр.
Фиг. 30.
Двухступенчатый главный цилиндр
гидравлического тормоза.
517

Фиг. 31. Главные цилиндры Ate для гидравлических тормозов с
самостоятельными выводами на передние и задние колеса.
к впускной трубе
дбигатепя ,
Фиг. 32. В акуу м-сервотормоз Bosch:
/ — распределительный клапан; 2 — обратный клапан; 3 — главный цилиндр;
4 — рычажный механизм; 5 — коромысло; 6 — тормозной цилиндр; 7 — трос.
Фиг. 33. Пневматическое тормозное
приспособление LZ7 Knorr:
/ — главный тормозной рычаг;
2 — двухступенчатый поршень;
S — фланец присоединения главного
цилиндра; 4 — пневматический клапан.
518

при серводействии. При выключении тормоза описанные процессы
совершаются в обратном порядке.
Разрежение во впускном трубопроводе двигателя воздействует через
поршень на тормозной механизм (рычажную систему или гидравлическую
систему). У карбюраторного двигателя разрежение изменяется от 0,1 до
0,8 am (дроссельная залонка карбюратора полностью открыта или закрыта);
при холостом ходе вакуум примерно равен 0,5 am. При таком сравнительно
небольшом разрежении в автомобилях высокой проходимости требуются
большие размеры тормозных цилиндров. Разрежение в дизелях вообще
недостаточно для приведения в действие вакуум-тормоза. Широкое
применение дизелей привело поэтому к вытеснению вакуум-тормоза, хотя в дизель-
Фиг. 34. Пневмо-гидравлический
тормоз Ate.
Фиг. 35. Пневмо-гидравлический тормоз
Ate-Schmutz (пневматическое приспособление
с мембранами).
ных автомобилях с общим весом до 8 т можно устанавливать вакуум-тормоз
при условии применения специального вакуум-насоса (рекомендуется
сочетание вакуум-тормоза и тормоза с гидравлическим приводом).
В пневматическом тормозе (фиг. 33) через коромысло присоединен рычаг
управления тормоза (на фигуре не изображен). При натяжении рычага
управления тормоз сначала приводится в действие механическим способом.
Сила сопротивления перемещению колодок с помощью балансира и тяг
передвигает пневматический клапан 4. Благодаря этому затормаживается
прицеп и одновременно зажимается с помощью верхнего пневматического
цилиндра гидравлический тормоз. При отсутствии сжатого воздуха
сохраняется механическое действие тормоза.
Компрессор, приводимый в действие от двигателя, подает сжатый воздух
под давлением 5—6 am. Сжатый воздух собирается в ресивере и подается
через соответствующие регуляторы к тормозному цилиндру. Так как
давление в пневматическом тормозе в 10 раз больше по сравнению с давлением
в вакуумных установках, можно обойтись тормозными цилиндрами
значительно меньших размеров. Небольшие размеры тормозных цилиндров дают
возможность устанавливать в автомобилях высокой проходимости на
каждом колесе свой цилиндр. Высокое давление создает большую скорость
воздуха и уменьшает время срабатывания тормоза. Для управления тормозом
необходим клапан, который создает на педали противодавление,
пропорциональное силе торможения.
Чтобы обеспечивать достаточный воздушный поток, следует применять трубопроводы
по возможности большого диаметра (минимум 11 мм; для прицепов внутренний диаметр
трубопровода должен быть не меньше 15 мм); следует избегать угольников и заменять их изгибом
трубы большего радиуса.
Пневматические тормоза, так же как и вакуум-тормоза, иногда
применяются в сочетании с гидравлическими системами. В этих случаях
получаются весьма удовлетворительные комбинированные конструкции (фиг. 34
и 35).
Более ранние конструкции гидравлических тормозов, например, Napier,
Studebacker, не имели распространения. Напротив, тормоз Gates, работаю-
519

Фиг. 36. Гидравлический сервотормоз.
щий в сочетании с тормозом Lockheed, имеет хорошие перспективы. В
тормозе Gates (фиг. 36) энергия двигателя воздействует на механизм тормоза
через фрикционное сцепление, управляемое гидравлическим
приспособлением. Тормозное приспособление соединено фланцем с одним из картеров
трансмиссии и приводится в
действие валом отбора мощности.
На шлицованном конце вала
установлено дисковое сцепление,
которое при торможении включается
под действием давления в
гидравлическом тормозе. На муфту
сцепления надета звездочка, на
которую накинута роликовая цепь.
Наверху эта цепь проходит по
канавке гайки, навернутой на винт
с большим шагом. Длина цепи
такая, что в нетормозном
положении муфта свободно вращается.
При затормаживании наружный
диск муфты приводит во вращение
цепь и верхнее кольцо. Вращение
этого кольца приводит в действие
(с помощью винта с большим
шагом резьбы) гидравлический
главный цилиндр и создает таким образом дополнительную силу торможения.
В случае действия механической передачи болт с большим шагом резьбы
нажимает на тормозную рычажную систему.
Тормоза прицепов
Тормозное приспособление автомобильных прицепов имеет три
назначения.
1. Рабочее торможение. В качестве рабочего тормоза оно
должно быть приспособлено к торможению прицепа на ходу и к переменной
нагрузке на прицеп. При идеальном торможении грузового автопоезда
на крюке не должно возникать усилий, т. е. следует избегать возникновения
сил на дышле. Для безопасности движения возникновение этих сил
нежелательно главным образом потому, что при наличии сжимающих усилий они
могут вызвать набегание прицепа, а при наличии растягивающих — отрыв
прицепа.
2. Аварийное торможение на случай отрыва
прицепа. При случайном отрыве прицепа от тягача прицеп должен быть
остановлен автоматически.
3. Удержание прицепа на стоянках. При этом прицеп
должен иметь возможность затормаживаться на уклоне 20°.
В то время как второе и третье требования могут быть легко разрешены,
первое — выполняется современными тормозами прицепов очень
несовершенно. Для предотвращения появления усилий на крюке инерционные
тормоза наката в настоящее время почти не применяют. Вакуум-тормоза также
применяются для прицепов очень редко.
Пневматические тормоза прицепов
Тормозная система прицепа является полностью замкнутой, причем
воздух к рабочим цилиндрам поступает из резервуара, расположенного на
прицепе. При отрыве прицепа вследствие выпуска воздуха из подающего
трубопровода, связывающего прицеп с автомобилем, происходит заполнение
воздухом рабочих цилиндров, и прицеп будет заторможен. Сжатый воздух
подводится к прицепу по шлангу, который служит одновременно трубопрово-
520

дом управления и питания. В США распространена двухпроводная система,
у которой второй шланг представляет собой самостоятельный трубопровод.
Наиболее часто применяют однокамерные тормозные цилиндры; раньше
был распространен двухкамерный цилиндр с аккумулирующей пружиной.
Пневматический тормоз прицепа должен приспособить тормозное усилие, передаваемое
от тягача, к весу прицепа.
Имеющиеся в эксплуатации приспособления не удовлетворительны. Делаются попытки
найти лучшее решение (пневматические тормоза с механизмом управления типа тормоза наката;
автоматическая регулировка тормоза прицепа с помощью сил, возникающих в рессорной
подвеске, и т. д.).
При тормо.жении автопоезда тормоз прицепа должен срабатывать несколько раньше, чем.
тормоз тягача. Это можно осуществить путем распределения давления. Практически это
опережение происходит только при медленном включении тормоза. При быстром включении тор-
4,8 ати
Jl%?.
кг
О 10 20 30 UO
Усилие на педапи
Фиг. 37. Включение тормоза прицепа с опережением.
моза тягача тормоз прицепа, вследствие более длинного пути прохождения воздуха к прицепу,
срабатывает всегда после тормоза тягача. При быстро следующих один за другим торможениях
давление в резервуаре прицепа может снизиться до не допустимых пределов. Чтобы уменьшить
эту опасность, следует выбирать достаточные размеры резервуаров прицепа. Однако
резервуар прицепа должен быть всегда меньше резервуара тягача, в противном случае тормоз
прицепа не сможет быть полностью выключен.
На фиг. 37 показана диаграмма давления в тормозной системе грузового
автопоезда (линии сделаны для упрощения прямыми, в действительности
диаграмма давления протекает ступенчато; при этом ступени эти тем
меньше, чем чувствительнее клапаны тормоза). Возникающие в тормозной
системе тягача и прицепа давления нанесены в зависимости от усилий,
приложенных к педали. При нажимании на педаль давление вначале падает
до 4 ати, причем ни один тормозной цилиндр не срабатывает. При
дальнейшем нажимании на педаль начинается торможение прицепа; лишь при
падении давления на 0,5 ати, т. е. при давлении 3,5 ати, начинается торможение
тягача. Опережение давления прицепа составляет, следовательно, 0,5 ати;
эта величина сохраняется при дальнейшем возрастании усилия на педаль;
линии давления в трубопроводе управления и тормозного давления тягача
пересекаются при 1,8 ати. Давление в системе управления снижается до нуля;
тормозное давление достигает у тягача максимальной величины, в то время
как давление в цилиндрах прицепа, в зависимости от положения регулятора
тормозного усилия, достигает конечной величины 4,8 ати или части этой
величины.
Инерционные тормоза прицепов
Инерционные тормоза обеспечивают меньшие усилия в сцепном
устройстве, чем пневматические, если не возникает ударов вследствие набегания
прицепа.
При быстром торможении нагруженного прицепа в сцепном устройстве
не должны возникать удары при замедлении автомобиля 5 м/сек2.
Силы, возникающие в сцепном устройстве, не должны превышать 10%
веса прицепа при замедлении тягача 3 м/сек2 и 20% при замедлении 5 м/сек2.
521

В случае обрыва прицепа при торможении замедление прицепа должно
быть не менее 2,5 м/сек2.
Конструкция современного инерционного тормоза показана на фиг. 38.
Фиг. 38. Инерционный тормоз наката
для прицепа фирмы Кпогг.
Тормоза для непосредственного торможения прицепа
Непосредственное торможение прицепа помощником шофера, едущим
на прицепе, или шофера самого тягача возможно только при небольшой
скорости автопоезда и при ограниченном весе прицепа. Такие тормоза
управляются с помощью рычагов. При весе
прицепа, превышающем 8 т, необходим рычаг
с храповым механизмом (фиг. 39).
Если повернуть рычаг 1 ручного тормоза
в направлении стрелки, тогда блок 2
повернется и конец троса 3 натянется. Блоку 2 не
даст повернуться назад храповой механизм,
так что натяжение троса сохраняется даже при
обратном повороте рычага 1 ручного тормоза.
Натяжение троса и тем самым тормозную силу
можно увеличить многократным поворотом
рычага 1 в указанном стрелкой направлении.
Применение тормоза на случай отрыва прицепа
Фиг. 39. Ручной тормоз с
храповым механизмом.
Фиг. 40. Тормоз для прицепов с регулировкой
натяжения троса при помощи винта.
становится возможным потому, что на регулируемый рычаг ручного
тормоза воздействуют с помощью предусмотренного на этот случай троса.
Тормоз, применяемый для остановки автомобиля, можно устанавливать
на прицепах с общим весом свыше 8 т. Такой тормоз регулируется при
помощи винта (фиг. 40). Поворотом винта с помощью рукоятки / натягивается
трос 2, и таким образом осуществляется управление тормозом с внутренними
колодками.
Инерционные тормоза можно применять только для небольших прицепов,
суммарный вес которых не превышает 4 т.
522

Дополнительные тормоза
Дополнительные тормоза служат для разгрузки основных тормозов
автомобиля.
Самым простым и распространенным видом дополнительного тормоза
является сам двигатель.
Тормозной эффект, создаваемый двигателем, можно определить с помощью
маятникового измерительного прибора, для чего нужно при движении на
различных передачах с различной скоростью резко прекратить подачу топлива.
По результатам испытаний строят график замедления при торможении
двигателем (фиг. 41).
График построен для дизельного грузового автомобиля
грузоподъемностью 8 т\ кривые показывают, какой тормозной эффект может быть
действительно достигнут с
помощью двигателя (сплошные
линии для автомобиля без
нагрузки, штриховые — с
нагрузкой). Точки пересечения
кривых с горизонтальными
линиями замедления
показывают, кроме того, с какой
минимальной скоростью
может ехать автомобиль под
уклон на различных
передачах без помощи тормозов,
действующих на колеса, так
как замедление 1,0 м/сек2
соответствует
приблизительно уклону 10%, а
замедление 0,5 м/сек2 — уклону 5%.
г/сек
1,5-
1,0-
0,5-
7
А
4
/
/
<
к
у-
у'
/
1
А
/
<
/
/
t / '
/
*
*-*
—-j
ш
10
20
30
50 60 км/час
Фиг. 41. Тормозной эффект двигателя (римскими
цифрами обозначена соответствующая передача).
Из графика видно, что не следует переоценивать тормозной эффект на
высших передачах. Если осуществлять торможение одним из тормозов
автомобиля с большим замедлением, чем то, которое соответствует кривым на
отдельных передачах (фиг. 41), то тормоза должны будут затормозить также
вращающиеся массы двигателя. В этом диапазоне скоростей двигатель снижает
эффективность тормозов автомобиля.
Практически тормозной эффект двигателя очень ограничен. Поэтому
в автомобилях большой грузоподъемности должны быть специальные
дополнительные тормоза. С этой целью можно увеличивать тормозной эффект
двигателя, для чего надо, чтобы двигатель работал в качестве компрессора
не только во время второго такта, но с помощью соответствующих
приспособлений (перемещаемые распределительные валы, соответствующие запоры
выпускного клапана) и при четвертом такте. Дополнительное торможение
с помощью перемещения распределительного вала сложно и дорого. На фиг. 42
и 43 показаны два современных дополнительных способа торможения,
осуществляемых при помощи установки дроссельной заслонки в выпускной
трубе.
В выпускной трубе двигателя (фиг. 42) имеется камера 1, в которой
помещается дроссельная заслонка 2. Если заслонка занимает поперечное
положение, выпускной трубопровод закрыт и двигатель работает на
противодавление. Путем выбора соответствующей скорости передачи можно
осуществить ступенчатый тормозной эффект. Одновременно с выключением
двигателя с помощью соединительной системы тяг подачи топлива выключается
тормоз. Добавочная заслонка изображена в правой части фиг. 43 в открытом
и закрытом положении. Чтобы открыть выпускной трубопровод (ослабить
торможение), заслонку поворачивают внутренней цапфой с помощью
короткого плеча рычага вокруг верхнего выступа, так что быстро наступает
уравнивание давления. С помощью наружной (внешней) цапфы можно полностью
523

Фиг. 42. Устройство для торможения двигателем
Henschel.
Фиг. 43. Заслонка в выпускной трубе двигателя.
Фиг. 44. Электрический тормоз Telma:
/ — карданный вал; 2 — тормоз.

открыть заслонку, и тогда она занимает крайнее положение. В последнее
время устанавливают дополнительные тормоза на карданном валу —
электрические тормоза, работающие по принципу использования вихревых токов
(фиг. 44).
На карданный вал автомобиля
надевают стальной диск (фиг. 44),
который вращается в неподвижном
кожухе. Ток возбуждения
индукционных катушек, находящихся
в кожухе, создается батареей
автомобиля. Возбуждаемые в диске
вихревые токи способствуют
торможению автомобиля.
Образующееся при этом тепло уносится
охлаждающим воздухом.
Дисковый тормоз с водяным
охлаждением (фиг. 45)
присоединен к системе охлаждения
двигателя.
В автомобилях с
гидравлической передачей можно достигнуть
эффективного торможения путем,
например, остановки насосной
Фиг. 45. Тормоз Westral с водяным охлаждением.
части коробки передач.
Для автомобилей, развивающих скорость выше 150 км/час, можно
усиливать торможение, увеличивая сопротивление воздуха движению
автомобиля с помощью откидного верха.
РАСЧЕТ ТОРМОЗОВ
При расчете приняты следующие обозначения:
G — общий вес автомобиля в кг;
b — замедление автомобиля в м/сек2;
b's — среднее замедление, отнесенное к пути торможения;
b't — среднее замедление, отнесенное к времени торможения;
t—время торможения в сек.;
s — путь торможения автомобиля в м;
V — скорость в км/час в начале торможения;
v — скорость в м/сек в начале торможения;
Вт — тормозная сила торможения, приложенная к окружности
тормозного барабана, в кг;
BR — тормозная сила, приложенная к окружности колеса, в кг;
Р — сила, приложенная к тормозу водителем;
Н—добавочная сила;
J — коэффициент передачи силы;
i — передаточное число от рычага тормозного привода к тормозной
колодке;
г — радиус тормозного барабана в см;
R — эффективный радиус колеса в см;
т)! — механический к. п. д.;
тг)2 — коэффициент распределения сил на оси и колеса автомобиля;
р-д — коэффициент трения между колесом и полотном дороги;
рт — коэффициент трения между барабаном тормоза и колодкой;
S — нажимная сила в тормозе в кг;
С — коэффициент, равный -^ *>
dC
е — чувствительность тормоза, равная -^— .
525

При расчете следует помнить, что основной является теплоотдача.
Величина пути торможения автомобиля имеет второстепенное значение.
Достижение наименьшего пути торможения с помощью совершенных
тормозов зависит от навыка водителя автомобиля. Расчет следует
проверять на практике.
Тормозные силы
Для автомобилей:
BR % ~2 — при торможении всех колес;
^R ^ ~з~ — ПРИ тоРможении Двух колес.
Для мотоциклов:
^# ^Т — для пеРеДнего тормозного колеса;
^#^~з—для заДнего тормозного колеса.
У автомобилей с торможением, осуществляемым на все колеса,
учитывают, что коэффициент -ц2 < 1.
Изменение динамической нагрузки у мотоциклов приводит к тому, что
переднее колесо можно сильнее затормозить, чем заднее.
Сила BR должна быть создана совместным действием сил Р и Н или
действием каждой силы в отдельности, т. е.
BR = PJX + HJ2.
Если для торможения достаточно приложения силы Р, то второй член
уравнения не учитывают. Для тормозов, которые приводятся в действие
только добавочными силами, отбрасывают первый член уравнения PJY.
Коэффициент J является функцией ряда величин, которые следует
периодически определять:
J = f (-£г> i, т\1У т\2, цг,
Отношение -тг тем меньше, чем больше барабан тормоза (для легковых
автомобилей -~- ^ 0,5, для грузовых автомобилей 0,42—0,48).
Величина i определяется максимальным ходом рычага управления и
минимальным зазором, образовавшимся в результате его износа, а также
наименьшим путем оттормаживания (отнесенным к середине тормозных колодок);
при слишком большом значении i тормоз трудно регулировать.
Механический к. п. д. г\г выбирают часто слишком большим; величину iqs
можно очень просто определить путем нагружения троса Боудена грузами.
При одном изгибе получалась т\г = 0,8, при двух изгибах тц = 0,66.
Коэффициент распределения сил т\2 в тормозной системе следует
учитывать только при торможении всех колес (едва ли он превышает 0,7).
В настоящее время у большинства грузовых автомобилей к задней оси
прилагается слишком большая тормозная сила. В целях обеспечения
безопасности уличного движения следовало бы уделять больше внимания вопросу
распределения тормозных сил (в тормозной системе), чем это делалось до
сих пор.
Величины \^т и С позволяют судить о действии внутренних частей тормоза
(сюда относятся детали, которые непосредственно осуществляют торможение»
т. е. барабан тормоза, тормозные колодки и их накладки). Величина трения
между барабаном и накладками р-г (эксплуатационная величина),
характеристика С и чувствительность тормоза е находятся в тесной зависимости.
Характеристику тормоза можно определить графически, если нанести
значение С в зависимости от р-г (фиг, 46). Она показывает, какой должна
526

быть величина S, чтобы получить определенный момент торможения при
различных значениях р-г. По характеристикам тормоза можно сравнивать
тормоза различной конструкции.
У тормозов без самоторможения характеристика была бы прямолинейной.
Каждому значению р-г соответствует определенная величина С. Для р<а.
величина Вт = S. Самоторможение возникает, когда С = оо;
соответствующее ему значение рт обозначается Рч»; в этом случаен е = со.
Самоторможение является свойством тормоза. Блокировка колес создается не только
тормозом, но и самим автомобилем и полотном дороги. При блокировании,
колес Вт >> Рр G, где G соответствует
мгновенной динамической нагрузке на колеса.
Чувствительность е является первой
производной от С по цг; тормоз тем
чувствительнее, чем меньшие колебания р*г влияют на
момент торможения при постоянной силе 5.
Важно, чтобы эксплуатационный
коэффициент трения р-р = 0,25 -г- 0,5. Только при таком
условии, путем соответствующего
конструирования тормоза, можно создать необходимые
тормозные силы.
При расчете тормоза главной задачей
является правильное определение различных
величин, ВЛИЯЮЩИХ на коэффициент J. Пре- фиг. 46. Характеристика
дельный вес автомобиля, который может быть тормоза с самоторможением.
заторможен силой водителя, равняется
приблизительно 6 т. Если считать силу Р = 50 кг, a BR = 5000 яг, то Л должно-
быть равно не меньше 60; для этого потребуются максимальные значения -тг
(большие тормозные барабаны), i (тщательная установка и регулировка
тормозов), т)! и Т12 (наилучшая конструкция) и такое высокое внутреннее
передаточное число тормоза (коэффициент С > 3), что коэффициент р<г,
как правило, будет слишком велик. Кроме того, при большой величине i
трудно регулировать тормоза. Поэтому грузовые автомобили
грузоподъемностью 3 пг (общий вес которых превышает 6 т), как правило, снабжаются,
дополнительными тормозами.
Путь торможения
Путь, который проходит автомобиль с начала торможения до полной
остановки, зависит от трения, возникающего между колесом и полотном дороги,
от качества автомобиля, от системы управления тормозами.
О величине трения между колесом и полотном дороги судят обычно*
по коэффициенту трения р<#. Таблицы со значениями для \^R для
различных дорог при определении пути торможения едва ли пригодны, так как
имеющийся во время торможения коэффициент торможения вообще не совпадает
с величиной Цд. Величину \^'R следует определять в каждом отдельном
случае экспериментально.
Допустим, при данных внешних условиях испытываемый автомобиль
затормаживается так, что колеса начинают скользить. Максимальная
величина замедления автомобиля Ь при этом определяется по прибору.
Пренебрегая сопротивлением воздуха и другими сопротивлениями движению
автомобиля, можно, зная величины Ь, определить коэффициент трения \*<R между
колесами автомобиля и полотном дороги. Если колеса блокируются
одновременно, то т)2 = 1. В действительности же г\2 <С 1- Соответственно этому
получим Р-^< Pr. Определенный таким образом коэффициент трения
торможения зависит также от качества автомобиля и тормозов. Следовательно^.
где ^г = 9,81 м/сек2,
527

Влияние качества автомобиля на путь торможения зависит от
конструкции тормозов (тормозные силы, время срабатывания тормоза), от условий
работы (нагрузка, износ, уход).
Тормозная сила BR, которая может быть создана при определенных
условиях, определяется замедлением автомобиля Ь, соответствующим
коэффициенту трения p'Re Максимальная величина замедления показывает,
насколько эффективно торможение при данных условиях. Разумеется, что
эта максимальная величина никогда не сохраняется на протяжении всего
периода торможения. Средние величины замедления всегда меньше. Следует
иметь в виду, что величины b's и b't различны по величине при одном и том же
торможении. Следовательно,
х -
0,9-
можно написать, что
b's <b\ b't< b- Ъ\ + b's.
Если же взять среднюю
величину замедления, то
неравномерно-замедленное движение
торможения превратится в
равномерно-замедленное согласно
следующим основным формулам:
Ь' - Г ъ dt - v .
10 20 30 мин
Фиг. 47. Определение коэффициента х.
Ь'
bds
Управление тормозом не может на практике осуществляться всегда
одинаково, поэтому нельзя получить одинаковые средние значения b's, которые
можно было бы сравнить. Нельзя поэтому по средней величине
замедления b's судить о качестве тормоза. То же справедливо и для b'r
Для вычисления практически осуществимого пути торможения
пользуются отношением _L = x, выражающим передачу тормозной силы на путь
Ь
торможения. При этом величина b учитывает тормозные силы и величину
трения между шинами и полотном дороги, b's — время, необходимое для
срабатывания тормоза, и состояние автомобиля и его тормозов. Влияние водителя
следует исключить потому, что величину х определяют с помощью серийных
испытаний.
Величину bs можно определить через v и s по основной формуле
равномерно-замедленного движения. Величина b измеряется непосредственно
с помощью прибора. Результаты такого измерения показаны на фиг. 47.
Имея некоторый опыт, можно с достаточной точностью определить х
практически.
К
Значения х = —г- для наиболее часто применяющихся тормозов следующие:
Тормоза с механическим приводом 0,85—0,50
Гидравлические тормоза 0,85—0,65
Пневматические тормоза 0,75—0,50
Пневматические тормоза для автомобилей с прицепом 0,70—0,45
Вакуум-сервотормоза 0,70—0,50
Вакуум-сервотормоза для автомобилей с прицепом 0,65—0,40
При этом следует помнить, что чем хуже качество тормоза и чем больше
время, необходимое для его срабатывания, тем меньше будет величина х.
528

Большие значения х относятся поэтому к совершенной конструкции
тормоза и наилучшему его состоянию. Низкие значения х соответствуют сильно
изношенным тормозам плохой конструкции. Так, например, тормоза с
механическим приводом обеспечивают максимальную величину х = 0,85 только
при наилучшей конструкции тормозов и уходе за ними. Для пневматических
тормозов величина х ниже. Преимущество гидравлических тормозов
заключается в том, что в процессе их работы величина х уменьшается незначительно.
Низкие величины х встречаются особенно часто в автомобилях с прицепами;
высокие значения х (до 0,9) достигаются в хорошо сконструированных
тормозах мотоциклов. Величина х зависит, кроме того, от скорости автомобиля
в начале торможения. При низкой скорости значение х падает.
С помощью непосредственно замеренной величины замедления Ь и
соответствующей величины х можно определить (вычислить) практически
осуществимый путь торможения s из отношения
S ~ 2bx *
34 Бюссиен

XV. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К РУЛЕВОМУ УПРАВЛЕНИЮ
1. Правильность движения передних колес не должна нарушаться даже
в том случае, если изменяется положение колес при осуществлении поворота,
вследствие подрессоривания и т. д.
2. Управление должно передаваться катящимся по земле колесам
подрессоренной частью автомобиля так, чтобы на рулевом колесе не ощущалась
отдача от неровностей дороги.
3. Управление должно быть легким, не допускать заедания рулевого
механизма, обеспечивать легкость самовозвращения рулевого колеса из
положения поворота в среднее положение.
4. Рулевой механизм следует предохранять от износа, чтобы избежать
появления зазора, который отрицательно влияет на точность рулевого
управления. Должна быть предусмотрена возможность удобной очистки
и смазки рулевого механизма и его тяг.
5. Усилие на рулевом колесе должно быть незначительно.
6. Так как конструкция подвески передних колес влияет на кинематику
рулевого механизма, лучше всего располагать рулевой механизм на
подрессоренной части шасси, что позволяет избежать всех влияний от толчков колеса.
При независимой подвеске колес требуется тщательное конструирование
рулевого управления. При этом следует избегать связи обоих передних
колес посредством жесткой поперечной рулевой тяги.
Продольная рулевая тяга от сошки до переднего колеса должна быть так
расположена, чтобы при любом движении колес она подвергалась
наименьшим осевым перемещениям. Отклонение продольной тяги от теоретического
положения, вызываемое перемещением передних колес, ухудшает качество
управления.
УСТАНОВКА ПЕРЕДНИХ КОЛЕС
Передние колеса автомобиля занимают определенное положение
относительно поверхности дороги (фиг. 1 и 2).
Развал передних колес
Так как ось ступицы колеса автомобиля всегда перпендикулярна к
плоскости оси колеса, то наклон передних колес автомобиля обеспечивается
углом наклона оси ступицы. Вследствие наличия угла развала а оси колеса
к горизонтали, плоскость колеса наклонена по отношению к поверхности
дороги на тот же угол. По поводу значения наклона оси мнения разделились.
У конного экипажа развал передних колес устанавливают, чтобы помешать
отрыву колес от грунта при наличии выпуклого профиля дороги, добиться
равномерного распределения нагрузки, осуществить наивыгоднейшую
нагрузку на колеса при поворотах и т. д. У автомобиля колесо нагружается
осевой силой, вследствие чего устраняются зазоры в колесных подшипниках,
но повышаются осевые нагрузки в подшипниках.
При очень низком давлении в шинах проявляются недостатки слишком
больших углов развала передних колес. Точка касания шины S оказывается
530

на меньшем радиусе, чем точка касания М. В то время как в точке М шина
катится, в точке S она скользит, что вызывает значительный износ покрышки.
Это явление усиливается на поворотах. Угол развала колес раньше
принимался от 2 до 3°. У автомобилей более новых конструкций он равен от V2°
до 2°; редко величина его достигает 3°. При угле развала V2° положение оси
к'олеса практически приближается к
горизонтальному положению.
'/////////Х//////7/7/77.
Фиг. 1. Установка переднего колеса
автомобиля:
7 — передняя ось; 2 — рычаг рулевой трапеции;
3 — шкворень; 4 — поворотная цапфа; 5—шина.
'2 | '2'
Фиг. 2. Сход направляющих колес.
Большие величины угла развала колес применяются для конструкций
с жесткой передней осью. Малые значения (от V2 до 1° с допуском + V4°)
применяются при независимой подвеске передних колес.
Для новых конструкций колес следует тщательно проверить угол развала,
прежде чем окончательно его установить.
Схождение передних колес
Под схождением колес понимается уменьшение колеи передних колес
впереди (фиг. 2), что осуществляется изменением длины поперечной рулевой
тяги. Угол схода колес способствует устранению явления виляния передних
колес — «шимми» при больших скоростях движения автомобиля.
При наличии угла схода передних колес уменьшается влияние угла
развала. Объясняется это тем, что колесо, наклоненное в
вертикальной плоскости и рассматриваемое отдельно от системы, имеет
склонность двигаться по окружности. Эта склонность уменьшается, если
каждое колесо поставить под некоторым углом -|- к направлению движения
автомобиля (фиг. 2). Угол схода передних колес удобнее всего измерять как
разность расстояния между боковыми поверхностями шин передних колее
на высоте оси. Эти величины равны для современных автомобилей 1,5—5 мм.
В результате наклонного положения шин к направлению движения
автомобиля может возникнуть значительный износ шин, сопровождаемый
отслаиванием резины; одновременно увеличиваются и потери на качение. Поэтому
угол схода колес насколько возможно уменьшают. В новых американских
автомобилях величина его не превышает 2,5 мм (V8 дюйма).
Наклон шкворня поворотной цапфы
Шкворень поворотной цапфы передних колес наклонен в двух плоскостях
по отношению к движению автомобиля: в продольной (д-язад) и в поперечной
(в бок).
В продольной плоскости шкворень поворотной цапфы поставлен под таким
углом р, что он пересекает поверхность дороги впереди точки
соприкосновения шины с землей (фиг. 1). Точка соприкосновения шины с землей как
бы следует за пересечением оси шкворня с поверхностью дороги.
Наклоном шкворня назад переднему колесу создаются условия
движения, аналогичные условию движения направляющих роликов ножки рояля.
34* 531

Вследствие этого колесо автоматически устанавливается всегда в
направлении движения. При выходе автомобиля из поворота колесо стремится встать
в направлении движения по прямой. Несомненно, что движение колеса
находится под значительным влиянием углов наклона шкворня и в другие
плоскости .
Угол наклона шкворня назад принимается от 0 до 5°; в новых
американских конструкциях он не превышает 3°. Допуск равен + V\°.
Влияние угла Ь наклона шкворня поворотной цапфы в плоскости,
перпендикулярной к направлению движения (см. фиг. 1), совпадает с влиянием
угла а развала колес. Назначение угла Ь — облегчить управление
автомобилем. Вследствие наличия угла Ь проекция на поверхность дороги плеча Ъ>
равного расстоянию от центра колеса до центра шкворня поворотной цапфы
и зависящего от расположения колеса и тормозного устройства переднего
колеса, уменьшается. Усилие, которое заставляет колесо принять новое
положение, изменяется в отношении — (см. фиг. 1). Когда применяли
пневматические Шины высокого давления, конструкторы стремились приблизить
величину а к нулю, для чего увеличивали развал колес. При небольших
скоростях автомобиля, в случае применения шин низкого давления из-за
большой поверхности касания шины с землей, появляется дополнительное
сопротивление повороту. Однако после увеличения расстояния а были получены
допустимые усилия на рулевом колесе. Углы а и Ь при этом составляли
примерно 4—8° с допуском +V20.
Так как величины углов а и б очень малы, то для их измерения требуются
точные измерительные приспособления, которые должны обеспечивать
измерение углов при различных положениях колес без демонтажа каких-либо
деталей автомобиля. Конструирование и производство подобных
измерительных приборов особенно важно ввиду того, что при современной независимой
подвеске колес наклон шкворня поворотной цапфы не может быть иначе
проверен, в то время как раньше можно было определить величину этих
углов относительно жесткой оси автомобиля.
ВЛИЯНИЕ ТИПА ПОДВЕСКИ КОЛЕС И РЕССОР НА РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
При проектировании рулевого управления автомобилей с продольными
рессорами и с жесткой осью нужно следить за тем, чтобы подрессоривание
не оказывало никакого влияния на действие рулевого управления.
В современных автомобилях с разрезной осью
осуществление этой задачи значительно сложнее;
так, необходимо еще, чтобы колея и развал
колес не изменялись (см. раздел, посвященный
подвеске).
При наличии поперечных балансирных осей
это требование может быть выполнено
применением составной поперечной рулевой тяги, точка
деления которой находится в середине. Из-за
значительного изменения развала передних колес и
колеи такая ось применяется в настоящее время
только для неуправляемых колес. Если же
заменить балансирную ось простой поперечной
рессорой, то требование независимости управления
поворотом от хода подрессоривания не может быть
выполнено полностью.
При применении поперечных двойных рычагов, расположенных в
горизонтальной плоскости, можно получить совершенное рулевое управление,
если длина качающегося элемента поперечной рулевой тяги 1 равна длине
рычага 2 (фиг. 3). Треугольники, образованные тремя шарнирными точками
на опоре колеса и на раме, в этом случае равны между собой. Устанавливая
532
Фиг. 3. Двойные рычаги,
расположенные в поперечном
направлении:
/ — тяга; 2 — цапфы.

двойные рычаги вместо рессор, не следует забывать, что свободная длина
рессор эквивалентна рычагу длиной 7/9 ее свободной длины.
При использовании на автомобиле продольных двойных рычагов в виде
параллелограмма можно также получить достаточно совершенное рулевое
управление, так как в данном случае каждая точка оси колеса описывает
дугу, радиус которой всегда равен длине рычага. Разрезные продольные
рулевые тяги могут перемещаться или в продольном направлении или
наклонно внутрь.
В каждом случае проекция продольной рулевой тяги на продольную
плоскость должна соответствовать длине рычага, а образованные тремя
шарнирными точками треугольники должны быть равны между собой.
У параллельно управляемых колес, колея и развал которых неизменяются,
осуществить совершенное рулевое управление трудно. Поперечная рулевая
тяга в этом случае должна быть цельной, а продольная рулевая тяга — как
можно длиннее.
Следует еще указать на то, что угол развала передних колес, а также
угол передних колес изменяются в большей или меньшей степени при
применении различных систем подвесок. Поэтому в каждом отдельном случае
следует выяснять, не отразятся ли подобные изменения отрицательно на
рулевом управлении, на ездовых качествах автомобиля, на сцеплении
колеса с дорогой и на износе шин.
РАСПОЛОЖЕНИЕ УПРАВЛЯЕМЫХ КОЛЕС
Автомобили с передними управляемыми колесами
Автомобили с передними управляемыми колесами являются наиболее
распространенными. У трехколесного автомобиля располагают управляемое
д) г)
Фиг. 4. Расположение управляемых колес.
колесо впереди (фиг. 4, а); у четырехколесных автомобилей управляемыми
являются оба передних колеса (фиг. 4, б); то же можно сказать и о грехко-
лесных автомобилях с одним задним колесом. В шестиколесных автомоби-
533

лях управляемыми также служат два передних колеса, хотя обе жесткие
задние оси на раме не обеспечивают совершенное обкатывание задних колес
вокруг центра поворота (фиг. 4, в). Если между задними осями установлены
поворотные устройства, так что самая задняя ось может устанавливаться
относительно центра D поворота автомобиля, как показано на фиг. 4, г,
то колеса правильно обкатываются вокруг центра поворота.
Существуют различные системы рулевого механизма. В некоторых
случаях задние колеса поворачиваются с помощью рычагов, шарнирно
соединенных с передними колесами, и таким образом обеспечивается качение
колес по общей колее.
Автомобили с четырьмя управляемыми колесами
Если нужно, чтобы все четыре колеса были управляемыми (автомобили
специального назначения), то отдельные колеса поворачиваются так, что
внутренние и внешние колеса идут соответственно по одной колее (фиг. 4, д).
Центр поворота лежит тогда в поперечной плоскости между обеими осями.
Этот вид управления является целесообразным для многоколесных
автомобилей.
УПРАВЛЕНИЕ ПОВОРОТНОЙ ЦАПФОЙ
На автомобилях с количеством управляемых колес больше одного
требуется для всех управляемых колес устанавливать поворотные цапфы.
На поворотной цапфе укреплены поворотные рулевые рычаги и рычаг
рулевой трапеции, которые должны так повернуть колеса, чтобы при любом
угле поворота рулевого колеса оба колеса катились без скольжения по
окружностям, описанным из центра поворота. Например, в повозках с
неразрезной осью это условие осуществлялось бы без всяких затруднений.
Напротив, при управлении с помощью поворотных цапф трудно
достигнуть постоянного пересечения трех линий в одной точке. Это условие
правильного поворота автомобиля можно было бы выразить следующим образом.
Так как расстояние d между поворотными цапфами 1 и 2 передних колес
(фиг. 4, б) и расстояние h между передней и задней осью постоянны, то все
треугольники, образующиеся соединением точек 1 и 2 с мгновенным центром D
поворота автомобиля, получаются равновеликими. Задача, следовательно,
состоит только в том, чтобы найти такую связь между передними колесами,
при которой перпендикуляры, проведенные из центров передних колес,
всегда образовывали с передней осью (линия /—2) треугольник пло-
dh
щадью -g- .
Это требование может быть легко выполнено, если с помощью диаграмм,
полученных путем аналитических исследований, соединить колеса системой
рычагов, обеспечивающей определенную зависимость поворота одного колеса
от другого. При жестких осях применялась система, у которой рулевые
поворотные рычаги соединены только одной тягой. При независимых
подвесках передних колес применение одной тяги почти невозможно. В этом
случае требуется для системы рулевых тяг применить ряд шарниров, как
это показано на фиг. 9—13. В таких конструкциях число шарниров может
дойти до восьми. Практически нет необходимости точно соблюдать изложенные
выше условия для поворота колес, потому что точное решение было бы в
лучшем случае действительно только для движения автомобиля по ровной дороге
и при совершенно равномерно нагруженной машине.
Для практического проектирования рулевого устройства не следует
учитывать наклонное положение осей вызванное разной высотой неровностей
дороги, и угол развала колес, так как это слишком усложнило бы решение
задачи. При подрессоривании почти во всех распространенных в
автомобилестроении конструкциях возникает поворот горизонтальных осей,
происходящий по достаточно сложным законам. Поэтому при исследовании огра-
534

ничимся случаем, когда оси автомобилей расположены горизонтально
и параллельно одна к другой, а колеса вращаются перпендикулярно осям,
т. е. без развала. Если же колеса имеют развал, то расчет рулевого
управления с помощью указанных ниже методов обеспечивает только
приближенное решение задачи.
Большинство конструкторов почему-то пользуются при конструировании
рулевого управления приближенным методом, который не только не проще,
но и не так точен, как многие другие методы, некоторые из которых будут
описаны ниже. Обычный метод, как известно, состоит в том, что соединяют
центры шкворней обеих поворотных цапф А я В (фиг. 5) с серединой задней
оси О и располагают рулевые поворотные рычаги вдоль этих линий.
Другой метод* который, однако, может быть применен
при определенном расстоянии между колесом и
шкворнем поворотной цапфы, заключается в том, что
середину О задней оси соединяют с центрами передних колес С
и D, а рычаги рулевой трапеции располагаются
параллельно этим соединительным линиям по линиям AS и BS.
Большинство конструкторов отдает предпочтение
расположению тяги перед осью потому, что в таком положении
удары, которые испытывают колеса (в первую очередь
тормозные усилия), растягивают поперечную рулевую
тягу.
Однако заднее расположение поперечной рулевой
тяги все чаще становится необходимостью. При
вычерчивании компоновки рулевого управления оказывается, что
даже при не очень большой длине рычагов рулевой тра- Фиг. 5. Схема ры-
пеции шарниры расположенной впереди поперечной чагов рулевой тра-
тяги приближаются к дискам передних колес или даже пеции.
задевают за них.
При проектировании рулевого управления, кроме того, нужно следить
за тем, чтобы поворот рулевого колеса из среднего положения в крайнее
правое и крайнее левое был бы по возможности одинаков. Этого не всегда
легко добиться. Существующий метод деления дуги поворота сошки на две
части и затем соединения центра сошки с рычагами рулевой трапеции,
находящейся в среднем положении, не верен. Хотя нетрудно вывести формулы,
необходимые для теоретического определения условий симметричного
действия рулевого колеса, все же графический метод значительно проще. В этом
случае возможно только приближенное решение, потому что следует
учитывать не только одинаковый угол поворота рулевого колеса, но и
одинаковую затрату усилий при повороте в одном и другом направлениях.
Условия симметричного распределения усилий на рулевом колесе
нарушаются вследствие того, что у большинства рулевых управлений, у которых
рычаг рулевой трапеции поворачивается в плоскости, параллельной
продольной оси автомобиля, угол, образованный рычагом рулевой трапеции
и продольной рулевой тягой, непрерывно меняется в процессе поворота.
Это изменение угла почти полностью устраняется при применении
поперечного расположения сошки; в этом случае сошка поворачивается в плоскости,
наклоненной к направлению движения.
При движении автомобиля по прямой продольная рулевая тяга должна
быть соединена с рычагом, укрепленным на поворотной цапфе, таким образом,
чтобы быть направленным по касательной к окружности поворота рычага.
Кроме того, продольная рулевая тяга должна быть перпендикулярной к сошке
и к рычагу поворотной цапфы.
Изложенное выше справедливо для статического анализа процесса
управления. Однако необходимо, в особенности для быстроходных пассажирских
автомобилей, провести динамическое исследование процессов управления.
Ввиду более основательного изучения действия пневматических шин
8 последнее время статический способ анализа все больше вытесняется.
535

Теперь известно, что шина только тогда создает необходимые для езды по кри -
вой боковые направляющие силы, когда она катится не в плоскости колеса
а имеет боковое смещение.
Угол, образованный плоскостью колеса и направлением движения,
называется углом увода. Всем пневматическим шинам присуще свойство,
заключающееся в том, что боковое усилие возрастает с увеличением угла; при
угле 15° усилие достигает максимума
и при дальнейшем увеличении угла
опять уменьшается. На фиг. 6
схематически изображен динамический
процесс езды по кривой с
определенной минимальной скоростью.
Отдельные колеса не катятся в
направлении своей плоскости, но движутся
под разными углами а1 — а4 в
направлении векторов v1 — и4. Центр
кривой поворота автомобиля в этом
случае не определяется положением
самих колес и может быть найден
только как мгновенный центр Мо
движения автомобиля, а радиус
кривизны при одном и том же повороте рулевого колеса стал больше, чем
при статическом анализе процесса поворота. Наблюдательному человеку,
сидящему за рулем, совершенно ясно, что поворот рулевого колеса для
определенного радиуса поворота автомобиля требуется т больший, чем больше
скорость движения на повороте, что подтверждает сказанное выше. Описан-
Фиг. 6. Динамические силы, действующие
на колеса автомобиля при повороте.
а) д)
Фиг. 7. Расположение продольной рулевой тяги.
ное свойство управления (недостаточная поворачиваемость) находится под
влиянием многочисленных конструктивных свойств автомобиля, как-то:
положения центра тяжести, жесткости рессор, системы направляющих колес
и т. д. и может в известной степени рассматриваться как критерий
устойчивости автомобил я.
Угол увода передних колес при этом всегда больше, чем угол увода
задних колес. Обратный случай называют излишней поворачиваемостью.
Большинство конструкторов не придают большого значения наклону
продольной рулевой тяги. Однако он оказывает значительное влияние на упра-
эление автомобиля, что и будет доказано ниже.
На фиг. 7, а схематически показано устройстзо обычного рулевого
управления при применении продольных рессор, т. е. при жесткой передней
оси. Рулевая сошка /, а вместе с ней задний конец продольной рулевой
536

тяги 2 соединены с рамой. Рычаг 3 рулевой трапеции с передним концом
продольной рулевой тяги закреплен на передней оси. Рама и передняя ось
соединены передней рессорой. При движении по неровной дороге всегда
возникают относительные колебания рамы и оси.
Если для большей наглядности считать, что рама неподвижна, а движется
только ось, то задняя точка А продольной рулевой тяги неподвижна; если же
переднюю точку В как часть оси заставить колебаться не относительно
точки Л, а относительно другой точки продольной рулевой тяги, то
произойдет смещение точки В относительно оси. Так как эта точка является
одновременно конечной точкой рычага 3 рулевой трапеции на правой поворотной
цапфе 4, то это движение не может не оказать влияния на направление
передних колес, которые поэтому при подрессоривании автомобиля начинают
колебаться.
Решающее значение при этом имеет крепление передней рессоры. Можно
закрепить оба конца рессоры на пальце серьги и снабдить реактивными тягами
или закрепить впереди на пальце серьги, а сзади на пальце неподвижного,
простого шарнира. Можно также крепить рессору впереди с помощью
простого шарнира, а сзади — на пальце серьги. Следует отметить, что не имеет
значения, являются ли серьги наклоненными или вертикальными.
Неподвижный шарнир подвески должен располагаться на одной
прямой в горизонтальной проекции с точкой А. Если передний конец передней
рессоры — на пальце серьги, а задний конец — на пальце простого шарнира,
задние точки крепления следует сконструировать так, чтобы они лежали
в горизонтальной проекции на одной прямой с точкой вращения продольной
рулевой тяги. При этой конструкции задняя часть рессоры при толчках
работает на сжатие, вследствие чего легко может возникнуть взаимное
смещение листов рессоры или повреждение ее верхнего (коренного) листа.
Ранее наиболее распространенным способом крепления рессоры являлся
третий способ, при котором впереди был установлен простой шарнир, а сзади
серьга. В этом случае при динамических нагрузках и при торможении рессора
работает на растяжение. Теоретическое исследование крепления рессоры
можно проводить с помощью метода, предложенного Ravigneax.
Расчет показывает, что смещения в механизме рулевого управления,
вызванные различными колебаниями передней оси и рамы,не могут быть
полностью устранены, поэтому на практике считают вполне достаточным
простой графический метод определения расположения точек шарниров
рулевого управления.
Пусть точка С (фиг. 7, б) — передняя точка крепления рессоры, a D —
задняя точка крепления рессоры в серьге. Для упрощения расчета будем
считать, что точка D не описывает дугу относительно точки £, а перемещается
по горизонтали, проведенной через точку С. Найдем кривую, которую
описывает центр F при деформации рессоры.
Считая, что длина рессоры / и ее радиус кривизны г известны, получим
Половина хорды
х = г sin a
Стрела прогиба
у = CFsin y = 2rsin2 ~ .
Из первого уравнения следует, что
537

тогда получим для искомой кривой уравнения:
х = -77— sin а;
# = TSm 2 '
Величины эти необходимо вычислять только до значения а = 30°.
Направление продольной рулевой тяги для каждой отдельной точки
получим, если провести нормаль к траектории движения точки F.
Коэффициент, определяющий направления искомых нормалей, т. е. тангенс угла р
наклона продольной рулевой тяги с горизонталью:
/
а 2 sin— с
Г
Sin a
2 а
\У)
I sin-^—
1
- sin2
ad
sin2
a
a .
K =
sin a
fa
г W
" /'((/) '
— sin a da
a2
ad sin2 -
a
a 2 sin y
x,
a
1
"I
a cos
■ Sin2 -
2
a
COS -x
ada
2
\d>
- da
— Sin a
a2
— sin2
da
>
|-rfa
a sin ada — 2 sin2 у da
f
sin a — a COS a
' ^ asina_2sin2y
Подставив различные значения a, получим следующие значения К и р:
a
0°
10°
20°
30°
К
0
0,133
0,237
0.37
Р
0°
7°30'
13с20'
20°20'
Чтобы показать, как можно применять этот метод к любой рессоре
возьмем рессору, хорда которой равна s — 900 мм при стреле прогиба р = 50 мм.
Необходимый для расчета угол а находят по формуле
£==te^ = JL = l = 0111-
s ё 2 450 9 и>*1Д>
~ = 6*20'; a = 12°40\
Ближайшая величина р для a = 10° соответствует р ^'У^ЗО',
следовательно, при a = 12°407 р % 9°.
Использование этой теории на практике сводится к тому, что
вычисление производят для углов, которые в действительности применяются для
передних рессор при нормальном подрессоривании автомобиля. Из
нескольких величин, найденных для угла наклона р продольной рулевой тяги,
выбирают среднюю.

Следует еще раз отметить, что конструктор шасси должен непременно
определить тем или иным способом угол наклона продольной рулевой тяги
для того, чтобы рулевое управление обеспечивало надежное качение колес
даже при большой скорости автомобиля и по плохим дорогам.
На фиг. 8 дано схематическое изображение передней рессоры автомобиля:
С — передняя точка крепления рессоры; D — задняя точка крепления,
которая движется относительно шарнира Е. За границу прогиба вверх
принимают выпрямленное положение рессоры; проводят из точки С радиусом,
равным длине рессоры, дугу, которая пересекает в точке Dx окружность,
проведенную из точки Е радиусом, равным длине серьги рессоры.
Если же принимают точку D2 за внешнее допустимое положение серьги,
то CD2 является длиной хорды для предельного прогиба рессоры. Из
приближенной формулы
-V'
где Ь — длина дуги;
s — соответствующая хорда;
р — стрела прогиба.
получим для искомой стрелы прогиба фиг g определение направления пре-
рессоры дольной рулевой тяги.
4
Если провести из середины хорды CD2 перпендикуляр, то в пересечении
с линией рессоры получим середину последней F2. Если соединить эту точку
с точкой jFj, to линия, соединяющая точки С и середину отрезка F1F2> даст
искомое направление продольной рулевой тяги. Следует указать на то, что
найденная линия является лишь линией, параллельной самой продольной
рулевой тяге, так как передняя точка крепления продольной рулевой тяги
расположена большей частью ниже середины рессоры.
Все сказанное выше полностью справедливо только для рулевых
механизмов, у которых сошка поворачивается в плоскости, параллельной
направлению движения автомобиля.
Чем больше угол поворота рулевого колеса, тем труднее устранить
отрицательное влияние подрессоривания из-за наклона рулевой сошки.
Пределом в этом отношении можно считать такое положение механизма рулевого
управления, у которого рычаг рулевой сошки перемещается в плоскости,
перпендикулярной к направлению движения автомобиля. При этом
действительно невозможно уменьшить влияние движения рессоры на
положение передних колес.
Указанные методы для управляемых колес с независимой подвеской
должны быть более простыми, так как в данном случае продольная рулевая
тяга 1 не соединена непосредственно с колесами. Это можно решить путем
применения составных поперечных рулевых тяг. На фиг. 9 показана такая
составная поперечная рулевая тяга, которую нужно применять для
независимо подвешенных направляющих колес некоторых систем (разрезные оси,
поперечные рычаги, поперечные рессоры). На этой же фигуре одновременно
видна конструкция этого раздельного управления колесами с маятником
в центре; такую конструкцию используют при применении поперечных
рессор, поперечной рессоры с двумя поперечными рычагами и только
поперечных рычагов.
При наличии коротких поперечных рычагов целесообразно применять
два промежуточных маятника, точки вращения которых лежат на
продолжении продольных осей коротких рычагов (фиг. 10). Ту же систему можнс
значительно проще осуществить с помощью рулевого механизма с зубчатой
рейкой (фиг. 11).
1 Тяга, идущая от рулевой сошки к первому шарниру передаточного механизма.
539

\Ci\
Фиг. 9. Рулевое управление с поперечными
рычагами.
-4
Фиг. 10. Схема рулевого Фиг. П. Схема рулевого управления зубчатой рейкой,
управления с поперечными
рычагами с двумя
маятниками.
Фиг. 12. Рулевое управление
Alfa-Romeo 1900.
автомобиля Фиг. 13. Рулевое управление автомобиля
Fiat 1400.
540

На фиг. 12 и 13 показаны два конструктивных выполнения схемы,
изображенной на фиг. 10. Чтобы устранить влияние движения раздельно
подвешенных колес на рулевое управление и одновременно обеспечить точность
кинематики, применяется устройство типа пантографа, у которого один из
двух рычагов рулевой трапеции наглухо прикреплен к раме.
СИСТЕМА РУЛЕВЫХ ТЯГ
Передача движения сошки поворотным цапфам передних колес
осуществляется продольной рулевой тягой. Так как эта тяга соединена одним
концом с неподрессоренной передней осью, а другим концом — с
подрессоренной рамой, то на обоих концах тяги имеются шарниры, которые допускают
свободное перемещение тяги в вертикальном направлении. Так как рычаг
a) S)
Фиг. 14. Продольные рулевые тяги.
рулевой трапеции осуществляет также поворот в горизонтальном
направлении, то следует применять шаровые шарниры.
Шаровые пальцы применяются во всех случаях, когда необходим
поворот в любом направлении. Кроме того, при износе они автоматически
устраняют зазор.
Чтобы предохранить червячную или зубчатую передачу рулевого
механизма от ударов и избежать при жестком подрессоривании автомобиля влия-
Фиг. 15. Шаровые шарниры тяги.
ния возникающих колебаний передних колес, в настоящее время применяют
шаровую головку со спиральными пружинами. Обычно применяют одну
шаровую головку (фиг. 14, а), расположенную между двумя спиральными
пружинами, а другую головку устанавливают без пружин или каждой
шаровой головке придается по одной пружине (фиг. 14, б). В последнем случае
надо следить за тем, чтобы обе пружины были расположены слева шаровой
головки или справа, так как в противном случае в одном направлении будет
обеспечена удвоенная упругость, а в другом направлении она вообще будет
отсутствовать.
На фиг. 15, а показан шаровой шарнир с двумя пружинами. Продольная
рулевая тяга 1 трубчатая. На ее конце напрессована полая втулка 2, которая
имеет прорезь, ширина которой равна ширине шейки шаровой головки
поворотного рычага 3. Шаровая головка заключена между двумя закаленными
сухарями 4 и 5, которые прижаты спиральными пружинами 8 я 9. Пружины
зажимаются резьбовой пробкой 7; зажимная обойма 6 служит предохрани-
541

Фиг. 16. Продольная рулевая тяга Ehrenreich.
Фиг. 17. Шаровой шарнир английской
фирмы Thompson.
Фиг. 18. Шаровой шарнир с
подводом смазки под давлением.
Фиг. 19. Шарнирное соединение
с резиновой втулкой фирмы
Boge Sohn.
Фиг. 20. Шарнир с резиновой втулкой
фирмы Harisflex (Англия):
1 — резиновая втулка.
542

тел ем. Если хотят избежать прорези, которая значительно ослабляет втулку 2,.
то нужно просверлить во втулке отверстие диаметром, равным диаметру шара,
чтобы можно было ввести в эту часть втулки шаровой палец поворотного
рычага. Но тут существует опасность, что при сильном толчке пружины
сожмутся и шар выпадет из отверстия. На фиг. 15, б показано
предохранительное устройство, которое может этому помешать. В этом устройстве
поворотный рычаг 3 с щаровым пальцем удлинен книзу и снабжен специальной
шайбой 10 со шплинтом, препятствующей выпаданию шарового пальца.
Расположение шарового пальца между двумя пружинами, показанное
выше, имеет тот недостаток, что при поломке одной из пружин зазор между
сухарями шарового пальца может настолько увеличиться, что палец
выпадет из продольной рулевой тяги, и автомобиль станет неуправляемым.
Применяется продольная рулевая тяга с пружиной, которая может
обеспечить смягчение толчков (фиг. 16). Пружина работает на сжатие и когда
колеса сжимают тягу, и когда растягивают ее.
Продольные рулевые тяги описанной конструкции являются вполне
надежными для грузовых автомобилей большой грузоподъемности.
Преимуществом современных шаровых шарниров является, как уже было-
сказано, автоматическая регулировка зазора (фиг. 17).
Если у шасси автомобиля предусмотрена централизованная смазка,
то смазка к шаровому шарниру подается, как это показано на фиг. 18. Часто
шаровую головку снабжают еще кольцевым пазом для смазки.
Находят также применение несмазываемые шарниры с резиновой втулкой
(фиг. 19).
На фиг. 20 показана другая подобная система с резиновой втулкой.
Все описанные выше конструкции шарниров применяются также и для
поперечных рулевых тяг, правда, без промежуточных пружин, так что в
продольном направлении тяги являются жесткими.
РУЛЕВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Рулевые механизмы подразделяются на червячные, винтовые, реечные
и зубчатые.
Наибольшее распространение получили первые три передачи. С течением
времени они все больше усовершенствовались в направлении упрощения
и увеличения точности действия.
Требования к рулевому механизму следующие: высокий к. п. д.,
отсутствие заедания при повороте рулевого колеса; минимальный износ; простота
регулировки.
Угол полного поворота рулевого колеса от крайнего левого до крайнего
правого положения для легковых автомобилей составляет от 2 до 3,5
оборота, для грузовых автомобилей — от 4 до 5 оборотов.
Необходимо учитывать, при этом скорость движения автомобиля. Чем
больше скорость автомобиля, тем меньше должен быть угол полного
поворота рулевого колеса. Максимальный угол отклонения сошки составляет
примерно 70°.
Зная угол поворота рулевого колеса и угол отклонения сошки, можно
определить передаточное отношение рулевого механизма. У пассажирских
автомобилей оно колеблется от 1 : 15 до 1 : 28, а для грузовых автомобилей
большой грузоподъемности может доходить до 1 : 40.
На фиг. 21 показан червячный рулевой механизм Gemmer. Эта
конструкция характеризуется трением скольжения. Улучшенная конструкция
рулевого механизма Gemmer (фиг. 22) характеризуется трением качения- Все
рулевые механизмы Gemmer можно регулировать. В новейшей конструкции
рулевого механизма Gemmer (фиг. 23) применяемый главным образом для
грузовых; автомобилей ролик имеет три зуба, находящиеся с целью
уменьшения износа в постоянном зацеплении. Ролик установлен на двух
игольчатых подшипниках.
543

rzzzzJl
Фиг 21. Рулевой механизм Gemmer.
Фиг 22 Червячный рулевой механизм Gemmer с двойным роликом.
Фиг. 23. Червячный рулевой
механизм Gemmer с тройным
роликом.
544

Картер механизма обладает достаточной жесткостью, что делает работу
механизма вполне надежной.
На фиг. 24 показан рулевой механизм типа винт — гайка для
быстроходных автомобилей. Он очень прочен, имеет большое передаточное число.
Гайка залита баббитом.
Для легковых автомобилей малого литража рулевой механизм типа
винт — гайка имеет вид, изображенный на фиг. 25, а и б.
Размеры этого руля невелики; он имеет небольшой вес и при этом является
надежным и износоустойчивым; в процессе эксплуатации не требуется
регулировки.
На фиг. 26 и 27 показаны рулевые передачи с помощью червяка и пальца.
На фиг. 26 показан рулевой механизм, вращающийся на двух конических
роликовых подшипниках.
Рулевая передача Lavine (фиг. 27) состоит из цементованного червяка
с полукруглой резьбой, с постоянным шагом (в отличие от рулевого
управления Ross, где червяк имеет переменный шаг). Два стальных шарика,
смещенные на 90°, находятся в зацеплении с этой резьбой и помещаются
в выемках полукруглой гайки. Эта гайка скользит в направляющих вала
рулевой сошки. Вал установлен на игольчатых подшипниках, которые
расположены непосредственно в картере. Положение направляющих можно
регулировать с помощью болтов. Так как в сопряжении червяка гайки
применены шарики, которые катятся по нарезке и скользят в выемках гайки,
то резьба мало изнашивается. Преимуществом рассмотренной системы
является наличие двух точек касания шариков. Трение в данном рулевом
механизме незначительно, а следовательно, мало и самоторможение, поэтому
его можно рекомендовать для автомобилей с независимой подвеской.
Рулевой механизм Ross с двойным пальцем обеспечивает повышение
передаточного отношения по сравнению с обыкновенным рулевым механизмом
Ross при всех углах поворота рулевого колеса.
На фиг. 28 показана конструкция рулевого механизма типа шестерня —
рейка, применяемого для составной поперечной рулевой тяги с удаленными
одна от другой точками соединения поперечных рулевых тяг.
Применение шестерни и сектора с внутренним зацеплением показано
на фиг. 29. Этот рулевой механизм с поперечной рулевой тягой, состоящей
из двух частей, используют для передних колес с независимой подвеской с
поперечными рычагами; в механизме отсутствует самоторможение. Для
торможения служит конус, установленный в рулевой сошке, где он с помощью
гайки и пружины может быть затянут до получения желаемого эффекта
самоторможения. На фиг. 30 показан рулевой механизм шестерня -
зубчатая рейка.
РУЛЕВОЕ КОЛЕСО И ЕГО КРЕПЛЕНИЕ
Рулевое колесо крепят на полом рулевом валу на конусе с помощью
шпонки и гайки (см. фиг. 24 и 29). Он должен легко сниматься для того,
чтобы можно было получить доступ к рулевому механизму; поэтому
нужно предусмотреть приспособление для снимания рулевого колеса.
Рулевое колесо является элементом автомобиля, на изготовление
которого должно быть обращено особое внимание. Рулевое колесо служит
для управления автомобилем и от безотказности его действия зависит жизнь
пассажиров; оно должно быть удобным для управления, а поэтому должно
иметь гладкую форму и не скользить в сырую или холодную погоду
в руках водителя.
Этим требованиям лучше всего отвечают рулевые колеса, имеющие
металлический каркас, который залит в пластмассу. Число спиц принимают
от двух до четырех. Каркас рулевого колеса для грузовых автомобилей
обычно делают стальным, а для легковых — из легкого сплава.
35 Бюссиен 545

Фиг. 24. Рулевой механизм типа «винт и гайка».
Фиг. 25. Рулевой механизм типа «винт и гайка» фирмы Fulmina.
Фиг. 26. Рулевой механизм Ross. Фиг. 27. Рулевой механизм Lavine.
546

Фиг. 28. Рулевой механизм шестерня — рейка.
Фиг. 30. Рулевой -механизм шестерня — зубчатая рейка.
Фиг. 29. Рулевой механизм с зубчатым
сектором.

СЕРВОПРИВОДЫ
Для самых тяжелых автомобилей, при применяемых в настоящее время
скоростях, необходимо уменьшить силу, которую должен приложить
водитель к рулевому колесу, чтобы облегчить управление автомобилем. Для
этого используют разрежение во впускной трубе двигателя, сжатый воздух,
масло под давлением. Все эти источники энергии используются в сервоуста-
новках, воздействующих на систему рычагов рулевого управления. Однако
должно быть предусмотрено непосредственное управление автомобилем
на случай прекращения действия сервопривода.
Фиг. 31. Рулевой сервомеханизм Ate.
Гидравлический сервомеханизм Ate в значительной степени уменьшает
требуемое усилие водителя. Он позволяет применять рулевые колеса
меньшего диаметра, а также выбирать меньшие передаточные отношения
рулевого механизма. В результате обеспечивается большая легкость управления,
что имеет особое значение при езде в городе и при маневрировании на
пересеченной местности. Другое преимущество гидравлического сервомеханизма
заключается в способности смягчать передаваемые на рулевое колесо толчки
от неровностей дороги. Эти толчки воспринимаются сервоцилиндром,
служащим как бы амортизатором.
Сервомеханизмы могут быть применены в дополнение к обычному
рулевому управлению.
Гидравлический сервомеханизм фирмы Ate приводится в действие от масляного насоса 4,
(фиг. 31), установленного на двигателе автомобиля. В гидравлическую систему, кроме насоса,
входит компенсационно-питательный бачок 5. Сервомеханизм управляется распределителем,
который объединен в один агрегат с силовым цилиндром. Этот агрегат входит в продольную
рулевую тягу и присоединяется к рулевой сошке 1Ш цилиндр шарнирно укреплен с помощью
кронштейна 11 к раме. При повороте рулевого колеса золотник 2 распределителя перемещается
и масло по каналам 6 и 7 в штоке поршня проходит в рабочие пространства 8 или 9, а поршень 10
передвигает корпус 3 распределителя в том же направлении, в каком движется золотник 2.
Это движение продолжается до тех пор, пока (после прекращения поворота рулевого колеса)
золотник не установится в среднее положение. Так как рулевая тяга 12 соединена с
корпусом Зу то она через поворотный рычаг 13 осуществляет поворот передних колес. Если в
результате остановки двигателя давление масла падает, золотник 2, пройдя путь 1 мм из среднего
положения, упрется торцом в корпус 3> вследствие чего увлечет его за собой. Вследствие
наличия обратного клапана 14 рабочий цилиндр, наполненный маслом, не мешает передвижению
механизма.
На фиг. 32 показана установка рулевого сервопривода на автомобиле.
Гидравлический сервопривод Gemmer применяют в США для рулевого управления ряда
автомобилей. Рулевой вал (фиг. 33) состоит из двух частей, которые в середине шарнирно
соединены. Нижняя часть рулевого вала подвижная, в поперечном направлении проходит
через распределительный механизм гидравлического устройства. Рулевой червяк сидит не-
548

посредственно не на нижней части рулевого вала, а на параллельном коротком валике. Этот
валик соединен с рулевым валом цилиндрическими шестернями. Если повернуть рулевое
колесо, например, налево, то шестерня, посаженная на конце рулевого вала, перекатываясь
вокруг ведомой шестерки, будет стремиться переместиться кверху. Вследствие этого и
нижняя подвижная часть рулевого вала несколько приподымается и передвигается внутри
распределительного механизма. Это влечет за собой открывание двух клапанов, через которые
перетекает масло под давлением к сервоцилиндрам вала рулевой сошки. Масло подается
насосом, приводимым в действие двигателем автомобиля. Одновременно в результате действия
сервоцилиндров поворачивается червячная шестерня, сидящая на валу рулевой сошки, причем
с большей скоростью, чем это производилось
бы механическим путем от штурвала руля.
Таким образом, ведущая шестерня,
приподнятая в начале процесса поворота рулевого
колеса, вынуждена вернуться опять в
первоначальное положение. Вследствие этого
клапаны распределительного устройства
закрываются и жидкость, находящаяся под
давлением, удерживает сошку в положении,
в которое она была повернута. Весь процесс
возобновляется, как только опять повернется
рулевое колесо.
На фиг. 34 показана установка
указанного сервопривода в рулевом
управлении автомобиля Chrysler.
В некоторых автомобилях в
качестве рабочего тела ДЛЯ сервопри- фиг> 32. Установка рулевого сервопривода
вода используется сжатый воздух, на автомобиле,
предназначенный для торможения.
Вследствие этого отпадает необходимость в дополнительных устройствах
(насос и пр.), чем обеспечивается значительное упрощение конструкции
(фиг. 35).
Коромысло 1 (рис. 36) с помощью пальца большого диаметра шарнирно закреплено на
рулевой сошке 2.
В нижней точке коромысло присоединено с помощью шарового шарнира к тяге,
приводящей в движение поворотный рычаг и соединенной с силовым цилиндром. К верхнему концу
Фиг. 33. Рулевой сервопривод фирмы Gemmer:
J — червяк рулевого механизма; 2 — масляный бак; 3 — насос;
4 — продольная рулевая тяга; 5 — гидравлический сервоцнг
линдр; 6 — клапаны.
Фиг. 34. Рулевое управление
автомобиля Chrysler с
сервоприводом фирмы Gemmer:
/ — обычная система рулевых тяг;
2 — агрегат силового управления;
3 — гидравлический насос,
приводимый от вала.
коромысла присоединена тяга Зу действующая на клапаны 4 золотников, являющихся
распределительным устройством. При монтаже этой системы тяг следует следить за тем, чтобы
коромысло не только не заедало, но имело бы небольшой зазор в сопряжении с сошкой.
Движение автомобиля по прямой. Обе работающие на сжатие
пружины 5 золотникового механизма поддерживают рычаг 6 и коромысло / в среднем положении,
вследствие чего предотвращается колебание направляющих колес. Обе полости силового
цилиндра двойного действия 7 свободны от давления.
Только тогда, когда управляемое колесо встретит повышенное сопротивление и будет
стремиться уклониться от движения по прямой, коромысло / слегка отходит от своего среднего
положения и приоткрывает клапан золотника, который сейчас же начинает пропускать
сжатый воздух в ту полость силового цилиндра, которая будет служить буфером до тех пор, пока
препятствие не будет преодолено и коромысло не займет опять среднего положения. После
этого воздух будет сразу выпущен в атмосферу.,
549

Таким образом, положительные качества пневматического рулевого управления
используются и при езде по прямой. Еще одним преимуществом описанного рулевого управления
является то, что при движении по очень плохим дорогам возникающие толчки не передаются
на рулевое колесо даже при внезапном повреждении шины переднего колеса.
Повороты. В начале поворота рулевого колеса передние колеса автомобиля
некоторый период времени поворачиваются без применения сервопривода, так как пружины 5
стремятся удержать коромысло 1 в среднем положении и этим не допускают сжатый воздух
в силовой цилиндр, вследствие чего поршень силового цилиндра беспрепятственно следует
этому движению. Только
тогда, когда сопротивление
между дорогой и шинами
вследствие поворота колес
возрастает, коромысло
выходит из своего среднего
положения. Один из клапанов
открывается и начинает
подавать сжатый воздух в одну из
полостей цилиндра до тех пор,
пока сопротивление не будет
преодолено. Колеса
автомобиля поворачиваются, в
результате чего коромысло /
устанавливается в
направлении оси рулевой сошки.
Рычаг 6 золотникового
устройства возвращается в среднее
положение и воздух опять
удаляется из цилиндра. При
движении рулевого колеса
в другом направлении
открывается соответственно другой
От воздушного
■> ЪпППОИп
Фиг. 35. Установка пневматического рулевого
Knorr на автомобиле.
механизма
клапан и весь процесс
происходит симметрично.
Таким образом,
описанное устройство обеспечивает
ввод, в действие дополнительной силы от сжатого воздуха в зависимости от сопротивления,
возникающего на колесах автомобиля. Большее отклонение от нейтрального положения,
чем то, которое определяется движением рулевого колеса, невозможно, так как
коромысло 1 не может выйти за известные пределы, зависящие от величины зазора в сопряжении
коромысла с рулевой сошкой 2. В противном случае в другую полость цилиндра поступает
От коп~
Фиг. 36. Схема пневматического рулевого механизма Кпогг.
сжатый воздух, и коромысло вернется в среднее положение. Отсюда понятно, что при
использовании сервопривода водитель имеет то же ощущение, что и при обычном рулевом
управлении, но с затратой незначительных усилий.
Так как с помощью сервопривода большая часть необходимой для
управления автомобилем энергии поставляется двигателем, то можно значительно
повысить передаточное число рулевого управления. В нормальных
американских легковых автомобилях для полного поЕорота передних колес нужно
сделать шесть полных поворотов рулевого колеса; при применении серво-
привэда для той же операции требуется только три с половиной полных
оборота. Усилие на рулевом колесе требуется настолько малое, что у
неподвижного автомобиля можно одним пальцем вызвать полный поворот рулевого
колеса. Поэтому при применении такого сервопривода маневрирование
в тесном помещении не связано с трудностями. Но еще важнее то, что при сер-
550

воуправлении уже не опасно повреждение шины при движении автомобиля
с большой скоростью. Это повреждение не может вызвать увод автомобиля,
потому что сервоустройство воспринимает толчок и удерживает колеса
в положении, соответствующем движению автомобиля по прямой.
УПРАВЛЯЕМЫЕ ПЕРЕДНИЕ ОСИ
Устройство передней оси
Сопротивление Р движению автомобиля при положении управляемых
колес, соответствующем движению автомобиля по прямой, можно
разложить так, что его составляющие Q и Q' приложены вдоль поперечной тяги
(фиг. 37, а). Для угла а поворота левого колеса и а' правого колеса имеем
^ч Р cos а ~, Р cos а'
cos (а -f- р -}- Ь) ^ cos (а' — р + б) *
При угле р = 10° получим для а = 20°, а' = 19° и 8 == 2°, тогда
Q= 1,1 Я и Q' = 0,96Р,
следовательно, Q > Q'. Следовательно, движение автомобиля не является
устойчивым, так как сопротивление его движению способствует увеличению
угла поворота.
Это отрицательное
явление может быть устранено,
если расположить цапфу за
поворотным шкворнем
(фиг. 37, б). Как уже
упоминалось, при наличии угла
наклона шкворня назад этот
недостаток также
устраняется.
На фиг. 37, б изображено
управление, обеспечивающее ^
устойчивое движение. Если
разложить сопротивление Р
движению автомобиля
указанным выше способом
(фиг. 37, а), то получим
п Pcos(a + 1f)
—^сх1^
6) ^i—
Фиг. 37. Силы, действующие на управляемую ось.
cos (a -f Р + Ь)
и Q'-
- Pcos(a'-if)
cos (a' — p' 4- 5
Если подставить для углов те же значения, что и выше, и принять 7 = 15°,
то получим
Q = 0,97P и Q' = 1,01Р,
т. е. Q' > Q.
Следовательно, автомобиль с таким рулевым управлением будет
устойчив на дороге, так как выведенные из центрального положения управляемые
колеса стремятся занять опять положение, соответствующее движению
по прямой.
Рулевые управления с задним расположением поворотной цапфы
(фиг. 37, а) встречаются теперь уже не так часто, так как наклоном
поворотного шкворня назад вполне компенсируется эффект, получаемый при
перенесении поворотной цапфы за шкворень.
Концы балки передней оси для крепления поворотной цапфы бывают
трех типов: 1) с вращающимся шкворнем; 2) с неподвижным шкворнем,
закрепленным в балке оси; 3) со шкворнем, закрепленным в цапфе и
вращающимся во втулках* запрессованных в вильчатые концы балки.
551

Ось первого типа (фиг. 38, а и б) применяют главным образом в тракторах,
оси второго типа, заканчивающиеся кулаками, — в грузовых автомобилях,
а оси третьего типа — преимущественно при независимых подвесках колес
легковых автомобилей.
Схема оси с вращающимся шкворнем показана на фиг. 38, а. Ступица колеса / вращается
на цапфе 3 на бронзовой плавающей втулке 2 с отверстиями, которая свободно сидит на
поворотной цапфе и во втулке колеса и может повертываться вместе с ними. Такая же втулка 4
установлена в отверстии кулака 5 балки оси. При этом вес автомобиля, приходящийся на балку
оси, воспринимается подпятником в виде бронзового кольца 6. Рычаги управления укреплены
в отверстии поворотной цапфы на конусе. На фиг. 39, б показана более современная
конструкция подобного типа*
В передней оси второго типа (фиг. 39)
неподвижный шкворень закреплен на
конусе в кулаке балки оси.
Поворотная цапфа имеет вильчатый конец,
в который запрессованы втулки шквор-
Фиг. 38. Передняя ось с вращающимся шкворнем.
ня. При этой конструкции устраняется консольное нагружение шкворня.
Поворотный рычаг и рычаг рулевой трапеции симметрично крепятся на
цапфе сверху и снизу.
Чтобы надежнее воспринимать вес автомобиля, часто устанавливают
специальный упорный подпятник типа подшипника качения (см. фиг. 38, б
и фиг. 39).
Ось этого типа является в настоящее время наиболее распространенной
конструкцией, применяемой для грузовых машин.
Вильчатая ось третьего типа (фиг. 40) применяется при жесткой оси
и теперь редко встречается. Однако эту схему используют при независимой
подвеске передних колес.
Жесткие оси легковых автомобилей обычно выполняются по второй схеме
(см. фиг. 39). Балку передней оси обычно делают переменного сечения.
Балка передней оси квадратного сечения А (фиг. 41) редко применяется для
автомобилей. Лучшей является прямоугольная форма Б, которая вполне
пригодна для тягачей большой мощности. Широко применяется
штампованный двутавровый профиль С. Круглые профили D и в особенности
кольцевые профили Е и F применялись в конструкциях автомобилей малого
класса.
Показанные на фиг. 41 профили имеют одинаковые моменты
сопротивления. Площади этих профилей, если принять площадь профиля квадратного
сечения А за единицу, будут соответственно 0,95; 0,59; 1,15; 0,65; 0,6.
Следовательно, путем применения двутаврового профиля С, круглого Е и
эллиптического F можно значительно снизить вес балки оси.
При конструировании балки оси с сечениями Л, В, С и D не встречается
никаких затруднений. Балка оси представляет собой кованую деталь,
которая изготовлена как одно целое с проушинами для крепления рессор.
552

Фиг. 40. Вильчатая балка
передней оси.
Фиг. 39. Передняя ось с неподвижным шкворнем.
Фиг. 41. Типы сечений балки передней оси.
Фиг. 42. Трубчатая балка передней оси.
ооЗ

Недостатком трубчатых осей является то обстоятельство, что на концах
трубы приходится укреплять отдельные кованые кулаки (фиг. 42), что
удорожает конструкцию.
Расчет передней оси
При большом весе передней оси значительно увеличиваются динамические
усилия на колеса, вызванные ударом колес о неровности дороги, что
отрицательно влияет на работу рессор и ухудшает ездовые качества автомобиля.
Поэтому при конструировании передней оси большое значение следует
придавать снижению веса.
Нагрузка на переднюю ось, а также силы, действующие на рычаги рулевой
трапеции, зависят от веса автомобиля и увеличиваются за счет динамической
нагрузки.
Чтобы учесть эту динамическую нагрузку, условно принимают, что
автомобиль падает с высоты 12—20 см. В случае применения пневматических
шин низкого давления указанная условная высота может быть снижена.
Для расчета оси при повороте автомобиля к упомянутым выше нагрузкам
на ось добавляют центробежную силу, достигающую максимума в тот момент,
когда шина начинает идти юзом. Считают, что максимальная ее величина
действует на внешнее переднее колесо, так как внешние колеса при повороте
воспринимают большую часть от веса автомобиля. При этом принимают
коэффициент перераспределения веса jJ- = 0,6.
Подшипники качения выбирают с учетом обеих сил динамической нагрузки
на колесо и центробежной силы, из которых последняя является осевой
нагрузкой.
Балку оси автомобиля рассматривают как балку, лежащую на двух
опорах и нагруженную на обоих концах указанными выше силами.
При условии применения легированной стали с высокий пределом
упругости можно принять допускаемую величину напряжения, равную
3000 кг/см2.
Если передние колеса снабжены тормозами, то к упомянутым выше
нагрузкам прибавляют крутящий момент, возникающий при торможении,
т. е. балку оси автомобиля рассчитывают на кручение и на изгиб.
При торможении на крутых поворотах не следует забывать, что большая
часть нагрузки приходится на внешние колеса. Это обстоятельство следует
учесть при расчете. Шариковые подшипники ступицы и поворотные цапфы
дополнительно нагружаются от горизонтального усилия, которое должно
быть определено с учетом отрицательных ускорений, вызванных
торможением.
Учитывая все это, можно считать, что максимальное усилие на колесах
(для легковых автомобилей)
-V-
\,4Qh
У
где Q — статическое осевое давление в кг\
h — высота падения автомобиля в мм (для легковых автомобилей 120—
200 мм)\
у — прогиб рессор в мм под действием нагрузки 1 кг (0,03—0,3 мм
и выше).
У быстроходных грузовых автомобилей с пневматическими шинами
■высокого давления
p = i/ XJQh
Зная величину Р, являющуюся максимально возможной вертикальной
силой, можно рассчитать балку оси. При наличии тормозов на передних
554

колесах следует сложить изгибающий момент Мь с крутящим моментом Md,
созданным силой на окружности тормозного барабана:
l
ML - 0,35 Mb + 0,65j/ Mld + Mi
а сечения осей автомобиля можно вычислить из уравнения
Mt = WkbJ
где W — момент сопротивления;
kb — коэффициент, который не должен превышать 30% предела
текучести.
ПОВОРОТНАЯ ЦАПФА УПРАВЛЯЕМОЙ ВЕДУЩЕЙ ОСИ
Привод на переднюю ось требует места для размещения ведущего вала
с его карданными сочленениями вне зависимости от того, какого типа
применяется ось. Для сохранения
жесткости конструкции шкворень
и поворотную цапфу часто делают
как одно целое (фиг. 43).
Фиг. 43. Поворотная цапфа, сделан- Фиг. 44. Привод на передние колеса для грузо-
ная как одно целое со шворнем. вого автомобиля.
На автомобилях малой вместимости (DKW) применяются также и
разъемные конструкции.
На фиг. 44 показана современная конструкция привода на передние колеса
для грузового автомобиля с четырьмя ведущими колесами.
РЫЧАГ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ, РАСПОЛОЖЕННЫЙ НА РУЛЕВОЙ КОЛОНКЕ
Такое переключение передач применяется в настоящее время почти
на всех легковых автомобилях. Рычаг переключения передач начинают
устанавливать на рулевой колонке грузовых автомобилей малой и средней
грузоподъемности.
Этим облегчается переключение и тем самым повышается безопасность
движения.
Штанга вилки переключения расположена обычно возле рулевой колонки.
Штанга может повертываться и перемещаться в осевом направлении
рычагом, соединенным с ней шарнирно, расположенным непосредственно под
рулевым колесом. На нижнем конце рулевой колонки находятся два рычага,
которые вследствие движения штанги попеременно приходят с ней в
зацепление, в результате чего поворачиваются, тем самым включая и выключая
передачу.
На фиг. 45 показана подобная конструкция. Захват рычагов переключения передач
осуществляется с помощью пальцев, которые входят в отверстия рычагов. Расположенный
наверху палец изображен в положении включения передачи второй или третьей (прямой) пере-
555

дач. Специально предусмотренная пружина удерживает штангу вилки переключения в нижнем
положении, потому что вторая и третья передачи являются наиболее употребительными.
В нейтральном положении штанга вилки переключения и рычаг могут двигаться вверх и вниз,
не вызывая при этом переключения передачи.
Фиг. 45. Установка рычага переключения передач
на рулевой колонке (Vauxhall).
Другая конструкция показана на фиг. 46. В этой конструкции соединение обоих нижних
рычагов переключения осуществляется с помощью двух шпоночных канавок и шариков,
заменяющих шпонки. Внешняя вертикальная труба приводит в движение верхний рычаг
переключения, внутренняя труба — нижний рычаг переключения.
Фиг. 46. Установка рычага переключения
передач на рулевой колонке (Jowett-Jawelin).
Фиг. 47. Установка рычага
переключения передач на рулевой колонке.
При включении второй и третьей передач, с помощью специального предохранителя
удерживается от перемещения внешняя труба, которая служит для включения заднего хода на
первой передаче.
Внешний вид рулевого управления можно улучшить путем расположения
штанги вилки переключения передач внутрь рулевой колонки (фиг. 47),
Переключение осуществляется с помощью кулачков, захватывающих один
из двух нижних рычагов.
556

XVI. ПОДВЕСКА
МЕХАНИКА ПОДВЕСКИ
Назначение упругих элементов подвески
Упругие элементы должны:
а) превращать толчки, вызываемые неровностями дороги, в колебания,
легко переносимые пассажирами и более благоприятные в- отношении
динамической нагрузки для автомобиля, груза и дороги;
б) быстро гасить колебания, вызванные толчком, не допуская
возникновения дополнительных нагрузок.
Обе эти задачи должны осуществляться подвеской без оказывания
вредного влияния на управляемость автомобиля.
Виды колебаний автомобиля
Для определения характера различных колебаний автомобиля через
центр его тяжести проведены три оси: X — X, Y — Y, Z —Z (фиг. 1).
Приняты следующие обозначения и термины:
1) прямолинейные колебания в направлении оси X — X (продольные);
2) прямолинейные колебания в направлении оси Y — Y (поперечные);
5) прямолинейные колебания
в направлении оси Z — Z
(вертикальные);
4) угловые колебания
относительно оси X — X (наклон в бок,
раскачка);
5) угловые колебания
относительно оси Y — Y («кивок»
вперед);
6) угловые колебания
относительно оси Z — Z (скольжение,
занос).
Формы колебаний, указанные
в пп. 3, 4 и 5, наиболее важны при
изучении колебаний автомобиля.
При расчете невозможно учесть все колебания, возникающие в системе
подвески автомобиля. Поэтому колебания подразделяют на плоские
и угловые. Другими важными формами колебания являются колебания
жестких осей относительно оси, параллельной оси X—X, для
которых было предложено название «галопирование», и угловые колебания
передних колес относительно шкворня поворотной цапфы («шимми»).
Для безопасности движения амплитуда колебаний должна быть как можно
меньше. Кроме того, следует превращать нежелательные формы колебаний
в более безвредные.
557
Фиг. 1. Оси колебаний автомобиля.

Свойства простой упругой системы
Простейшая упругая система состоит из массы т и пружины (фиг. 2).
Рассмотрим только прямолинейные движения в направлении оси Z — Z
(фиг. 1).
Статическое исследование
Деформация X пружины (сжатие или удлинение) увеличивается при
увеличении нагрузки Р. Если отношение деформации X к нагрузке Р постоянно,
т. е. Р = сХ, то наблюдаются гармонические колебания. Если же это
отношение изменяется по политропическому закону, т. е. Р = сХ1*-, то колебания
негармонические (фиг. 3). Пружины, у которых с увеличением нагрузки
деформация уменьшается, называют прогрессивно действующими. Все
пневматические шины и металлические пружины следуют приближенно одной
Фиг. 2. Простая упругая система. Фиг. 3. Характеристика пружины.
из двух указанных характеристик (гармонических колебаний или негардш-
нических).
Для области нормальной нагрузки почти всегда можно установить
прямолинейную часть графической характеристики пружины.
Отношение нагрузки к деформации называют жесткостью пружины с. Если X измеряется
'в м, г нагрузка Р в кг, то размерность величины с будет кг/м. Часто отношение f
деформации к нагрузке выражается в см/кг; тогда
100
' ~~ с
см/кг.
Динамическое исследование
Математическому исследованию подвергаются только гармонические
колебания.
Собственные колебания. Если вывести систему из состояния
равновесия и затем прекратить внешнее воздействие (фиг. 2), то она будет
продолжать колебаться с собственной частотой. При отсутствии
амортизатора система колебалась бы с постоянной амплитудой.
Мгновенное положение точки этой системы х = a cos со^, причем
амплитуда а зависит от первоначальных условий. Угловая частота собственных
колебаний
(О =
сек.
Период собственного колебания
Т = — сек.
(О
Вынужденные колебания. Если простой вибратор
периодически возбуждается пульсирующей силой Р = b sin v/, то в начале
действия силы устанавливается смешанное движение, состоящее из собственных
и вынужденных колебаний. Постепенно собственные колебания затухают
и остаются вынужденные колебания (с угловой частотой v).
558

Амплитуда остается постоянной, пока продолжает действовать сила
Р — b sin v£.
Если частота собственных колебаний равна частоте вынужденных
колебаний, то амплитуды будут очень велики (для случая незатухающих
колебаний амплитуда будет бесконечно велика). Это явление называется
резонансом. Резонансы возникают также тогда, когда частота колебаний
возбудителя и частота вынужденных колебаний являются целыми кратными
числами по отношению друг к другу (октавы в музыке).
Примеры возникновения резонанса в автомобилях: при холостом ходе
двигателя и при неподвижном автомобиле часто возникает (правда,
безопасный) резонанс вследствие совпадения чисел оборотов двигателя и
собственных колебаний шин или рессор; при плохом уравновешивании сил инерции
в двигателе можно заметить резонанс по вибрации двигателя при
определенном числе оборотов его вала.
Согласно последним исследованиям, многие дороги имеют периодические волнообразные
неровности, образующие которых перпендикулярны к направлению движения. Получающиеся
вследствие этого вертикальные колебания вызывают при определенной скорости движения
резонанс с собственными колебаниями звеньев систем. Эти же колебания возникают, когда
одно колесо не уравновешено.
В зависимости от скорости движения автомобиля v угловая возмущающая
частота
—>
где / — длина нижней волны.
Резонанс может возникнуть, если собственная частота совпадает с
возмущающей частотой возбудителя; поэтому определение величин собственных
частот является важной задачей теории колебания автомобиля.
Основы этой теории изложены в разделах, следующих ниже. Уравнения,.
по которым производится расчет, показывают также конструктивные
возможности изменения собственных колебаний. Так как обычный статический
расчет рессор не дает ясного представления о действии подвески при
динамической нагрузке, то при проектировании необходим поверочный расчет
колебаний, который сравнительно прост. Математическое исследование
вынужденных колебаний значительно сложнее.
Свойства взаимно связанных систем
В автомобилях простые упругие системы не встречаются. В упругую
систему подвески автомобиля входят шины, рессоры, эластичные рамы,
подушки сиденья и т. д.
Простейшими взаимно связанными системами в автомобиле являются,
рессорная подвеска и несущая система (рама и кузов).
Рессорная подвеска
Эта система (фиг. 4) имеет два собственных периода колебания и
соответственно две области резонанса при периодическом возбуждении:
или

Предполагаемые частоты колебаний системы можно получить, если
рассматривать колебания один раз при неподвижной массе тиУ а другой раз при
неподвижной массе mf. Тогда
сек."
mf
сек."
Действительные собственные колебания несколько отличаются от
раздельных колебаний: большая частота раздельных колебаний несколько
увеличена против действительных,
а меньшая частота —
несколько уменьшена.
Если две отдельные
системы настроены
приблизительно одинаково, т. е. имеют
общую частоту ((0!% о>2),
то временами одна масса
бывает неподвижной, а другая
колеблется с большой
амплитудой, и наоборот. Если же
Фиг. 4. Система с
пружинными связями.
20 40 60 80 _____
Ж~1/2
Фиг. 5. Система с пружинными связями.
частоты отдельных систем сильно различаются, то амплитуды одинакового
направления суммируются.
На колебания объединенных масс оказывает большое влияние степень
связи; она определяется отношением разделенных частот —г .
Преимущества подрессоренных систем по сравнению с простыми системами видны на
фиг. 5, а, где нанесены максимальные ускорения массы х\, в частности кузова, которые возникают
при однократном наезде колес на препятствие, имеющее форму половины синусоидальной волны
длиной — и высотой Я, при различных скоростях движения автомобиля v по идеально ровной
на остальном участке дороге. С увеличением скорости автомобиля максимальное ускорение
простой системы асимптотически приближается к максимальной величине; максимальное
ускорение сложной системы, напротив, значительно уменьшается. Этот благоприятный
характер кривой, правда, несколько изменяется в результате амортизации колебаний; причем при
неудовлетворительных размерах амортизатора это преимущество может исчезнуть.
Траектория колебаний массы кузоиа у подрессоренной системы без амортизатора (фиг. 5, б) менее
благоприятна, чем у простой системы. При правильных размерах амортизатора можно
приблизить форму кривой амплитуды х сложной системы к форме кривой простого вибратора.
Несущая система автомобиля
Система, изображенная на фиг. 6, имеет одну собственную частоту для
вертикальных колебаний и другую — для угловых колебаний:

Влияние степени связи между массами может стать особенно наглядным,
если заменить общую массу тремя отдельными массами с теми же свойствами
колебаний (фиг. 7). Тогда
тг = т
= т
ft t% \
; га, = т\ 1 - у;),
где i — радиус инерции массы т„
При одной и той же массе момент инерции / = \dmi* зависит от
распределения масс. Если массы сосредоточены вокруг центра тяжести, то между
ними имеется наибольшая связь;
^^^ J^a|£\S . если же они расположены точно
j^^^v^-JtsJ^r над рессорами, то связь равна
^^-^_>- iy/yu нулю (ть = 0), и каждая масса
' колеблется тогда как простая
Фиг. 6. Схема несущей части автомобиля.
Фиг. 7. Система заменяющих
масс для инерционно
связанных систем по Lehr.
система. Если переместить массы еще дальше от центра тяжести, то связь
будет отрицательной величиной {гпг < 0). При расположении мгновенного
центра вращения внутри базы угловые колебания вызывают «кивки»
автомобиля; при мгновенном центре, расположенном вне базы, автомобиль
стремится «приподняться» относительно своего статического положения.
Свойства систем с несколькими связями
На фиг. 8 показана система подрессоривания, применяемая обычно во
многих гусеничных машинах. Эта система имеет одну собственную частоту вер-
Фиг. 8. Система с несколькими опорами.
тикальных колебаний передней части автомобиля и другую — для угловых
колебаний относительно поперечной оси:
2с \ ■ 1/Г
~ы}± У \~
2/ +~ы}± У \~~2J
При несвязанных разделенных частотах
36 Бюссжеи
561

«>1;3 =
Знак «+» указывает на угловые, продольные колебания, знак «—» —
на вертикальные колебания.
С увеличением расстояния между опорами при постоянной частоте
вертикальных колебаний частота продольных колебаний быстро возрастает.
Разложение подвески автомобиля иа звенья
Можно доказать, что угловые и вертикальные колебания связаны друг
с другом, но угловые поперечные колебания (происходящие относительно
продольной оси) протекают независимо от них. Разложение подвески
на соответствующие звенья, таким образом, оправдано. Такое разложение
целесообразно и по некоторым другим соображениям (см. ниже).
Собственные частоты незатухающих колебаний могут быть выражены следующими
выражениями:
Вертикальные колебания
Щ1 ~~ г \ ти ' mf ) mumf
г. 9) а);
Ъ)± У (
Крутильные колебания
где ф = - ;
С
момент инерции неподрессоренных масс;
— момент инерции подрессоренных масс.
помощью указанных формул можно вычислить частоты собственных
колебаний автомобиля. Возникновение резонансов при периодических
неровностях дороги (волнообразная дорога) показано на фиг. 10. Для
наглядности на ней заштрихованы три участка возникновения резонанса; длина
волн 0,10—0,15 м (булыжная мостовая); 1,0-^—2,0 м (наиболее часто
встречающиеся длины поперечных волн, возникающих на дороге); 10—15 м
(расстояние между стыками бетонированных дорог).
Период колебаний кузова автомобиля приближается к 1 сек. В этом
случае следует стремиться к большему периоду колебаний. Период колебаний
осей составляет приблизительно от х/8 до1/1всек. Поэтому области резонанса,
возникающие в результате неровностей дороги, расположены для кузова
при малых скоростях автомобиля, а для осей — в области больших
скоростей.
562

Фиг. 9. Выделенные системы,
служащие для вычисления
собственных частот.
/ Г/2 5 1/3
1/т , *4се«
-35
км/час м/сек
Фиг. 10. Зона резонансных
колебаний автомобиля в зависимости от
длины волны на дорожном полотне:
1 — кузов; // — передний мост;
/// — задний мост.
36*
55а

Гашение колебаний (демпфирование)
Исходным моментом для математического исследования гашения
колебаний являются следующие положения.
1. Демпфирующая сила гасителя постоянна и направлена против
движения масс. На этом положении основаны гасители колебаний, действие
которых основано на механическом трении и прижимное усилие трущихся
поверхностей которых постоянно. В этом случае период колебания не зависит
от действия амортизатора. Точное графическое изображение колебаний
*)
сен
се/г
\ п. Построение диаграммы колебаний.
.:* построение диаграммы колебаний на основе диаграммы недемпфированных
колебаний показано как примерное на фиг. 11 а. При этом заданы и
вычислены следующие величины: с = 8800_кг/м; т = 40 кг секг1м; k = 45 кг;
к' = - = 5,11 мм; Т = — = 2* ]/^ = 0,4236 сек.
С ш ГС
2. Демпфирующая сила увеличивается с увеличением амплитуды линейно
и всегда направлена обратно направлению движения.
На взаимодействии двух указанных положений основано гашение
колебаний листовых рессор в результате трения между листами. Вследствие того,
что листы рессоры в разгруженном состоянии имеют предварительный
прогиб, прижимное усилие между ними возрастает с увеличением сжатия.
На фиг. 11, б приведена построенная для этого случая диаграмма колебаний
для сравнения с фиг 11, а. В этом случае: с = 8800 кг/м; kQ = 3 кг; kxu =
= 42 кг; k = 941,7 кг/м; х[ = ^Д^0 = 4,6195 мм; — х2 = " *°_7/*° =
= 5,7263 мм; Т = %
•Д± = 0,22435 сек.
.564
^ °»42566сек- X = 0,20131 сек.;

3. Демпфирующая сила пропорциональна скорости движения. Период
колебания увеличивается по сравнению с периодом недемпфированных
колебаний. Диаграмма колебаний с максимальной амплитудой, соответствующая
недемпфированным колебаниям, показана на фиг. 11, а штриховой линией.
Указанные выше закономерности больше всего подходят для
математического исследования и трудно применимы на практике. У большинства
гидравлических амортизаторов демпфирующая сила приблизительно
пропорциональна квадрату скорости движения.
Влияние типа подрессоривай и я на движение при поворотах
Рассмотренные выше звенья системы действуют при поворотах иначе,,
чем при движении автомобиля на подъем. Приложенная к центру тяжести
автомобиля центробежная сила вызывает наклон автомобиля в направлении,
перпендикулярном к направлению движения. Этот угол наклона а может
быть определен при статическом исследовании, так как он зависит от размеров
автомобиля, расстояния между рессорами, жесткости рессор и плеча
приложения центробежной силы. Размер плеча зависит от типа системы. Его можно
.к
в)
Фиг. 12. Жесткая ось.
определить, применяя кинематический анализ или путем рассмотрения
условий равновесия (см. формулы, следующие ниже).
Предположим, что у рассматриваемой системы точка приложения
центробежной силы С настолько переместилась вниз, что эта сила не может вызвать
наклона кузова автомобиля, т. е. плечо этой силы равно нулю. Найдем угол а
для различных систем.
1. Жесткая ось (фиг. 12, а). При большой боковой жесткости рессор плечо измеряется
расстоянием /г] от центра тяжести до точки крепления рессор на кузов; при небольшой
боковой жесткости рессор оно измеряется расстоянием h2 от центра тяжести до точки крепления*
рессор на оси.
Угол наклона
_ Ог—М
а~ Qfh — 2c (k + /л)2 '
где С — центробежная сила в кг;
Gf — вес подрессоренных масс в кг\
с — жесткость рессоры в кг/м;
М — момент предварительного сжатия рессор.
2. Жесткая ось и изогнутая с концами, обращенными кверху, рессора (фиг. 12, б).
К этому же случаю относится качающаяся ось (фиг. 13) Если центр тяжести и точка
крепления рессоры к кузову расположены на одном уровне, то плечо, ка котором приложена
центробежная сила, а следовательно, и наклон автомобиля при повороте равны нулю.
3. Плоскости колес всегда параллельны Колеса установлены на поперечных качающихся
рычагах или на поперечных рессорах (фиг 14, в). Плечо измеряется расстоянием от центра
тяжести до поверхности дороги. Оно очень велико, потому что колеса соединены с кузовом
шарнирами и поэтому при малейшем повышении точки приложения силы кузов наклоняетси.
4 Разрезная ось (фиг¥ 14, а). Плечо измеряется расстоянием от центра тяжести до центра
карданного шарнира полуосей. Приближенно угол наклона
Ch—M
Gfh — 2с (k + mf '
565

5* Укороченная разрезная ось (фиг. 14, б). Плечо измеряется расстоянием от центра
тяжести до точки пересечения линии, соединяющей точку касания колеса с грунтом и центр
карданного шарнира, с вертикальной плоскостью, проходящей через ось автомобиля. С помощью
Фиг. 13. Качающаяся ось фирмы Auto-Union.
этой системы и при разрезной оси можно получить самое короткое плечо действия
центробежной силы. Угол наклона может быть приближенно выражен равенством
а ю ц—с
Zf (hq -
где
с {
— п
q =
—г-
0-
= k
+
М (п
f(hq'
L
)
\
л
Фиг. 14. Приложения центробежной силы
6. Смешанная система. После раздельного определения центробежной силы для передней
и задней осей устанавливается величина наклона автомобиля при повороте (фиг. 15).
Угол наклона и положение оси
наклона имеют большое значение
для устойчивости автомобиля при
повороте.
Колебания («шимми»)
направляющих колес
С увеличением мягкости шин и
рессор и повышением скорости
движения автомобиля появились новые
колебания («шимми») передних колес.
Так как эти колебания колес возникают и на хороших дорогах и при весьма
совершенном рулевом механизме, то это явление зависит только от
гироскопического эффекта колес.
Между тем последние исследования показали, что на возникновение
«шимми» колес большое влияние оказывают упругие качества шин и оси при
566
Фиг. 15. Приложение центробежной силы
в смешанной системе.

деформации их в поперечном направлении. Эту точку зрения подтверждает
также тот факт, что колеса, установленные на поперечных рычагах
неравной длины, практически свободны от «шимми», хотя гироскопический эффект
при этом не совсем устранен.
Быстро вращающийся симметричный относительно оси вращения гироскоп кажется
неподвижным в пространстве. Если же он испытывает толчок в поперечном направлении А
(фи& 16) к оси вращения так, что ось вращения вынуждена отклониться, то гироскоп
отклоняется не в направлении толчка, а в перпендикулярном к нему направлении В.
В применении к автомобилю изложенное выше явление показывает,
что передние колеса испытывают от неровностей дороги односторонний удар
вверх. Вследствие этого ось гироскопа поворачивается и инерция
движущихся масс вызывает отклонение колес относительно цапфы. Если при этом
возникают периодические трамбующие колебания оси в вертикальном
направлении, то у колес начинается «шимми» (фиг. 17). Возникающий при «шимми»
колес момент
или при D = \mSr2dr
mf =
где в — угловая скорость вращения колеса;
(о — угловая скорость колебаний при «шимми»;
/ — момент инерции колеса относительно оси поворотной цепфы.
Все средства, применявшиеся против «шимми» колес (изменение развала
колес, изменение наклона шкворня), устраняют в лучшем случае только
явление, а не вызывающую его причину. Единственным радикальным
средством против «шимми» колес является применение таких подвесок колес,
которые при одностороннем ходе не вызывают угловых отклонений оси
вращения колес. Это достигается с помощью подвесок:
а) на продольных балансирах;
б) свечного типа;
в) с параллельными направляющими.
Самыми неблагоприятными в отношении «шимми» колес являются
качающиеся оси.
Изменение и смещение колеи
Вследствие того что кинематика системы подрессоривания влияет на
способность автомобиля держать дорогу, а также на надежность и
безотказность управления, то следует подвергнуть специальному кинематическому
анализу различные схемы подвесок в момент перехода через односторонние
препятствия.
При этом может меняться развал колес, ширина колеи и сама колея может
Смещаться относительно продольной оси автомобиля.
Изменение развала колес может вызывать не только повышение нагрузки
на шину, но и явление «шимми». Изменение и смещение колеи могут
способствовать заносу.
1. Жесткая ось. Из фиг. 18 видно, что при применении жесткой оси не сохраняется
величина колеи и значительно изменяется развал колес.
2. Параллелограммная подвеска (фиг. 19). При одинаковой длине
рычагов почти совсем не наблюдается изменения развала колес, но зато происходит
значительное изменение и смещение колеи. Двойные поперечные рессоры эквивалентны параллело-
граммной подвеске, причем длине рычагов соответствует приблизительно 7/9 свободной длины
рессоры. Во многих конструкциях нижний рычаг делается длиннее верхнего для того, чтобы
за счет некоторого изменения угла наклона колеса ограничить изменение колеи (фиг. 20).
3. Разрезные качающиеся оси. Изменения развала колес и колеи
значительны (фиг. 21) вследствие небольшой длины рычагов. Поэтому из-за склонности колес
к „шимми" эта подвеска не годится для направляющих колес. Высказываемые раньше часто
опасения по поводу большей склонности автомобиля с разрезными осями к заносу и большому
567

Фиг. 16. Гироскоп.
2?'
Фиг. 17. Гироскопическое действие
направляющих колес и колебания оси вверх и вниз
(направление движения от плоскости чертежа).
ц.т
П\
Фиг. 18. Изменение колеи при наезде на
одностороннее препятствие при жесткой оси:
а — измеыеиие наклона колес.
Фиг. 19. Изменение колеи при
наезде на одностороннее
препятствие; управляемые колеса на
параллелограммной подвеске.
Фиг. 20. Изменение колея при
наезде на/одностороннее
препятствие (рычаги подвески разной
длины).
Фиг. 21. Изменение колеи при наезде
на одностороннее препятствие (балансирная
ось).
56*

износу шин оказались в основном необоснованными, так как в данном случае изменение
развала колес происходит не за счет скольжения, а за счет перекатывания. Однако при
подпрыгивании задних колес возможны заносы автомобиля.
4. Свечная подвеска (фиг. 22) и подвеска с помощью четырех
балансиров, расположенных вдоль оси машины (фиг. 23). Эти
подвески обе обеспечивают почти полное отсутствие изменений
в колее и развале колес.
Фиг. 22. Независимая
п©двеска с вертикальным
перемещением колеса.
Фиг. 23. Изменение колеи при наезде на одностороннее
препятствие (подвеска! с параллелограммнымн балансирами,
расположенными вдоль автомобиля).
Систематизация типов подвесок
Различные типы подвески колес соответствует их различному действию
при одностороннем или двустороннем наезде колес на препятствие и
сказываются на величине центробежных и других боковых сил, влияющих на устой-
Осноёные Виды под Весок
варианты
• С изменением нхшяош мжс
большое ятче -*■©*- Малое плечо
Фиг. 24. Систематизация типов подвесок колеса:
/ — с вертикальным перемещением колеса (колеса перемещаются в одной плоскости); 2 — с одним
продольным балансиром (колеса перемещаются в одной плоскости); 3 — с поперечными рычагами
(плоскость колеса смещается параллельно); 4 — с поперечным балансиром (изменение колеи
и наклона колес); 5 — вариант подвески Г, 6 — с двойными продольными рычагами; 7 — с
поперечными рычагами и поперечными рессорами; 8 — с поперечными рычагами неравной длины; 9 — с
укороченными баланснрнымн осями; 10 — с наклонными" балансирами.
чивость автомобиля. Исходя из этого различают четыре основных типа
подвесок направляющих колес, которые систематизированы на фиг. 24; там
же приведены некоторые из наиболее важных вариантов этих конструкций.
Из них особое значение приобрела система направляющих с помощью двух
не равных по длине (фиг. 24) поперечных рычагов. Названия видов подвесок
еще не устанавлены; основные типы подвесок названы по системе
направляющих.
569

ТИПЫ РЕССОР
Статический расчет рессор
Листовые рессоры. Основная формула, используемая для
расчета рессор, имеет вид
Мв = ~2 I = Wbkb\ W b = n -^- (приближенно),
где Мв — изгибающий момент в кг/см;
I — свободная половина длины рессоры (фиг. 25);
W — момент сопротивления в см3]
п—число листов рессоры;
k—допускаемое напряжение на изгиб в кг/см2.
Для переднего моста kb =4500-^5500,
для заднего моста kb = 4000 ч- 5000.
Фиг. 25. Листовая рессора.
Фиг. 26. Пружинные рессоры.
Большая величина kb допускается для случая, когда рессора не должна
передавать крутящий момент.
Если толщина отдельных листов рессоры различна, то для момента
сопротивления сечения рессоры справедлива следующая приближенная формула:
W =
Согласно обозначениям на фиг. 25, сила рессоры
6/г2 kb
Р = 2п
6 / + (Р tg a) >
величиной ptg а можно в дальнейшем пренебречь.
Стрела прогиба
Объем рессоры
Работоспособность
V - nblh.
кгсм.
Пружинные рессоры (фиг. 26).
570

Сила пружины
причем k ^ 1,2 -г- 1,5.
Стрела прогиба
f — 64пг3 Р — 4 *nr2 kd
I — "TT" * IT — ~a 7Г CM'
Объем пружины
Работоспособность
V = '^f- CM3.
КЗСМ»
Торсионные рессоры (фиг. 27)
Фиг. 27. Торсионная подвеска.
Сила пружинения
P =
16а
/сг.
Удельная стрела прогиба у плеча а
f 32/а2
При силе Р стрела прогиба у плеча а
, 32/а2 р
Угол закручивания на единицу длины
Угол закручивания на свободном конце
л fl/ 32 Р/а
Прогиб подвески колес
32 Pla2
Объем торсиона
571

Работоспособность
= _._ у см/кг.
Сопоставление всех трех конструкций рессор
Принимаем модуль сдвига G = 0,385 Е, допускаемое напряжение на
скручивание k\ = 0,67 k\.
№к"' =2,6,
Ai 4Gk2b
где Ai — работоспособность листовой рессоры;
A 2 — работоспособность пружинной и торсионной рессор.
Следовательно, работоспособность пружинной и торсионной рессор
значительно лучше, чем листовой рессоры.
В отношении колебаний также существует большое различие между
пружинной рессорой и торсионной, с одной стороны, и листовой рессорой —
с другой. Листовая рессора гасит колебания за счет трения между листами
рессоры. К сожалению, способность гасить колебания сильно изменяется
в зависимости от состояния рессоры (смазки, увлажнения и коррозии) и
поэтому ненадежна. Пружинные рессоры и торсионные рессоры не гасят
колебания, не считая некоторого молекулярного трения.
Мероприятия для изменения графической характеристики рессор
Стальные рессоры, как и большинство пневматических шин, имеют
прямолинейную характеристику.
Характеристика больших пневматических шин лишь слегка отклоняется
от прямой, тогда как характеристика массивных шин сильно изогнута.
Без сомнения, прогрессивная характеристика имеет преимущество в
отношении подрессоривания автомобиля; она обеспечивает автоматическую
Фиг. 28. Основная рессора с дополнительной рессорой (Henschel).
приспособляемость к нагрузке, так как увеличенной статической
нагрузке соответствует большая упругость рессоры. Частота колебаний
при переменной нагрузке может вследствие этого оставаться
постоянной. У легковых автомобилей малой вместимости и автобусов разница
в весе между ненагруженным и нагруженным автомобилем велика. Уже
много раз конструкторы пытались приспособить рессоры к этим условиям,
применяя рессоры с прогрессивной характеристикой. Такая характеристика
одновременно обеспечивает лучшее действие рессоры при сильных толчках.
На фиг 28 и 29 показана основная рессора с дополнительной рессорой, скользящей своими
концами по опорам Дополнительная рессора начинает работать только при известной нагрузке.
Кроме юго, при увеличении прогиба вследствие фасонной формы опорных поверхностей
уменьшается длина главной и дополнительной рессоры, что также увеличивает жесткость рессоры
при повышенных нагрузках.
На фиг. 30 показана рессора, нижние листы которой сделаны со свободными концами.-
Во время движения автомобиля без нагрузки работают только верхние листы При полной
разгрузке рессоры скользящий конец ее упирается внизу в резиновый ролик, чем
предотвращается стук листов рессоры.
На фиг. 31—33 показан другой метод уменьшения длины рессоры при увеличении ее
прогиба. Подвеска, показанная на фиг. 31, при наличии прямолинейной характеристике
572

Фиг. 29. Основная рессора
с дополнительной рессорой
(Bussing).
Фиг. 30. Дополнительная рессора,
расположенная под главной (Gotha).
Фиг. 31. Подвеска Oltersdorf.
Фиг. 32. Свободная рессора со скользящими концами.
Фиг. 33. Двойная скользящая
рессора.
5/J

рессоры имеет прогрессивную зависимость между нагрузкой и прогибом в результате действия
так называемого компенсирующего рычага. Интересно отметить при этом, что вызванные
системой дополнительные усилия воспринимаются компенсирующим рычагом, а не рессорой.
Поэтому на поворотах при возникновении больших усилий рессора может оставаться
достаточно мягкой.
Силы Рг и R при такой подвеске (фиг. 31) имеют следующие значения:
с подвеской
где
т
Т
Без подвески эти силы равны, т. е.
С небольшими конструктивными изменениями такое подрессоривание применяется также
для прицепов грузовых автомобилей большой грузоподъемности и для автомобилей с
двойными задними мостами.
Воспринимать толчки могут также разгружающие плоские серьги, которые жестко
соединены с осью.
Часто считают целесообразным устанавливать комбинированную подвеску, состоящую
из пружинной и листовой рессоры» При этом пружина должна воспринимать небольшие частые
толчки без гашения колебаний (фиг. 34).
На фиг. 35 показана дополнительная рессора торсионного типа,
включаемая при больших нагрузках электрическим приспособлением.
Интересны попытки применять сжатый воздух не только в шинах, но
и в подвесках.
На фиг. 36 показана пневматическая рессора, которая представляет собой
двойной кожух из резиновой ткани.
Внутренняя полость кожуха соединена дроссельным клапаном с
пневматической системой для уравнивания давления воздуха.
Под действием маятникового устройства клапан все время открыт. При
односторонней нагрузке на колеса, например при повороте, это маятниковое
устройство позволяет закрыть дроссельный клапан, в результате чего
выключается связь между полостью кожуха и пневматической системой.
Вследствие этого пневматическая рессора становится более жесткой и оказывает
стабилизирующее действие.
Пневматические рессоры давно уже применяются для самолетов. Такая
рессора, применяемая для автомобилей с встроенным масляным
амортизатором, показана на фиг. 37. Часть дросселирующих отверстий в поршне
масляного амортизатора открыта; другая часть снабжена клапанами, которые
закрываются при обратном ходе поршня и увеличивают гашение колебаний,
В то время как давление воздуха в пневматической рессоре, описанной выше
(фиг. 36), достигает приблизительно около 2 ати, в данной рессоре преду*
смотрено начальное давление, равное 10 ати. Давление может быть
установлено с поста управления или автоматически с помощью несколько более
сложного устройства. При пружинных и торсионных подвесках можно
достигнуть прогрессивной характеристики путем применения соответствующего
рычажного устройства.
574

Фиг. 34. Двойное подрессоривание (Bussing).
Фиг. 36. Пневматическая рессора.
Фиг. 35. Подвеска с дополнительной рессорой,
включаемой электрическим приспособлением.
Фиг. 37. Гидро-пневматиче-
ская рессора:
/ — клапан для подачи воздуха;
2 — пневматический цилиндр;
3 — поршень; 4 — уплотнение;
5 —возвратный гидравлический
клапан; 6 — цилиндр
гидравлического амортизатора; 7 —
направляющая втулка; 8 —
плунжер гидравлического
амортизатора; 9 — резиновая опора;
10 — место крепления к раме;
// — место крепления к оси.
5
Сп

Крепление рессор
Листовая рессора. Обычно применяются полуэллиптические
рессоры. Наиболее часто употребляются способы крепления,
приведенные ниже в таблице.
Способы крепления рессор
Восприятие толкающих и
тормозных усилий
Рессорой
Реактивными штангами
Способ крепления рессоры
1. Передний конец рессоры закреплен неподвижно, задний конец
крепится на подвесной серьге.
2. Передний конец рессоры закреплен неподвижно, задний конец
крепится на опрокинутой серьге.
3. Передний конец рессоры закреплен неподвижно, задний коней
скользит по направляющей.
1. Оба конца рессоры скользят по направляющим.
2. Оба конца рессоры снабжены резиновыми прокладками.
3. Оба конца рессоры закреплены на шарнирных серьгах.
Широкое распространение получила установка рессорных пальцев в резину (фиг. 38 и 39 ),
Рессорные пальцы, которые благодаря применению специальной резьбы обеспечивали работу
без зазора, в последнее время также уступают место резиновым втулкам (фиг. 40 и 41).
Боковое смещение серьги при резьбовых пальцах незначительно и не вызывает опасений.
На фиг. 42 изображены резиновые опоры для рессор.
Шарниры подвесок смазывают с помощью пресс-масленок или от
центральной системы смазки. При независимой подвеске колес следует
пользоваться для подачи смазки гибкими шлангами. При установке резиновых
втулок необходимость в смазке отпадает.
При независимой подвеске с поперечными рессорами особое внимание
следует обратить на предохранение ушков рессор от поломок. Если нет
предохранительного устройства, то при повреждении рессоры может
нарушиться кинематика рулевого управления и даже произойти авария.
Простейшим предохранительным средством является удлинение второго листа
рессоры. Иногда концу второго листа рессоры придается особая форма,
так чтобы при поломке первого листа конец второго листа мог заменить
ушко рессоры (фиг. 43). При подвешивании колес на поперечных рессорах
и поперечных рычагах рычаг амортизатора предохраняет рессоры от
повреждений. t
Пружинные рессоры. Опорные торцы пружинных рессор
иногда шлифуют; концы пружин большого сечения могут быть
откованы в виде четырехгранника. Ппоследние витки' пружины могут быть
навинчены на резьбовой конец опоры.
Пружинные рессоры не могут воспринимать поперечных усилий.
Торсионные рессоры. На концы круглых торсибнов (фиг. 27)
надеваются рычаги на мелких шлицах. При применении различного числа
зубьев на обоих концах стержня можно регулировать угловое положение
рычагов. Обычно торсионная рессора не подвергается дополнительным
изгибающим нагрузкам; эти нагрузки должна воспринимать труба, в которую
с зазором входит стержень торсионной рессоры.
Правильная термическая обработка торсионных рессор при большом
сечении стержней представляет большие трудности
Материал
Обычно рессоры изготовляются из легированных сталей: кремнистых,
марганцовистых, хромокремнистых и марганцовисто-кремниевых.
576

•3 2
Фиг. 38. Палец рессоры с резиновой
втулкой:
/ — лонжерон; 2 — штампованный
кронштейн; 3 — оезина.
Фиг. 39. Деформация резиновой опоры
под действием различных усилий.
Фиг. 40. Рессорная серьга
с резьбовыми пальцами.
Фиг. 41. Рессорная серьга
с резиновыми втулками.
Фиг. 42. Резиновые
подушки для закрепления
концов рессор.
Фиг. 43. Способы
предохранения рессор от
повреждения.
-Ф-
37 Бюссиен
577

АМОРТИЗАТОРЫ И СТАБИЛИЗАТОРЫ
Сила гашения колебаний у листовой рессоры за счет трения деталей
подвески настолько велика, что раньше отказывались от амортизаторов. Это
относилось к грузовым машинам. При повышении скорости движения
появились более высокие требования, предъявляемые к комфортабельности
автомобиля. Поэтому функции разделились: рессоры выполняют функции
подрессоривания, а все дополнительные нагрузки (толчки, момент
торможения) воспринимаются другими деталями; гашение колебаний выполняют
другие, специально для этого предназначенные устройства. Этот принцип
применим прежде всего к пружинным и торсионным рессорам вследствие
отсутствия в их системах значительного трения.
гоо
Фиг. 44. Зависимость силы гашения
колебаний от числа оборотов в минуту
и от хода при скоростном гашении на
испытательной машине для
амортизаторов.
'Лтах
|
1
V
J.
г
/
л
/
/
, ■—
Фиг. 45. Основные виды
характеристик амортизатора.
К сожалению, теория гашения колебаний автомобиля еще мало
разработана. Нельзя заранее или в общих чертах указать условия, необходимые
для наилучшего действия гасящего устройства; наилучшая регулировка
р.ессор и амортизаторов определяется для каждой конструкции
экспериментально. До сих пор не получен точный ответ на вопрос, как должны
действовать амортизаторы: с одинаковой или разной силой при направлении
колебаний колес только вниз или в обоих направлениях.
В некоторых конструкциях автомобилей встречаются еще фрикционные амортизаторы,
у которых взаимно перемещаются прижатые один к другому фрикционные диски. Гашение
колебаний с помощью таких амортизаторов в основном не зависит от величины амплитуды
и частоты колебаний.
Устаревшим является ленточный амортизатор, в котором лента из ткани перемещается
по криволинейным направляющим. Благодаря соответствующей форме направляющей,
гашение колебаний величины амплитуды может находиться в прогрессивной зависимости; вместе
с тем оно может не зависеть от частоты колебаний.
В настоящее время применяются почти исключительно гидравлические
амортизаторы. При таких амортизаторах пружинные подвески вызывают
движение плунжера в цилиндре или лопасти в корпусе и масло при этом
перегоняется через малые отверстия или через клапаны.
Характеристика гидравлических амортизаторов определяется на
измерительном приспособлении, эксцентриковый или кривошипный механизм
которого может быть установлен в соответствии с различными величинами
хода плунжера s при различных частотах п. При этом измеряется
эффективность амортизатора. Максимальная скорость при постоянном ходе плунжера
2 ттл
При полном гашении колебаний (PD = kv) получим пространственную
диаграмму этого испытания (фиг. 44).
В действительности зависимости между силой амортизирующего
действия и скоростью могут быть различными.
На фиг. 45 показаны основные виды характеристик амортизатора (при
этом сделано предположение, что эффективность амортизатора при равных
578

скоростях постоянна, вне зависимости от того, достигнута ли скорость при
небольшой частоте и большой величине хода плунжера или при высокой
частоте и меньшей величине хода плунжера). Кривую 1 (сила амортизатора
пропорциональна квадрату скорости PD = kv2) получают при свободном
перепуске масла через отверстие без клапана, кривую 2 — при перепуске
масла через клапан с предварительным сжатием пружины клапана. Кривая 3
(сила амортизатора пропорциональна первой степени скорости PD — k2v)
может быть получена без предварительного сжатия пружины клапана и при
ламинарном потоке жидкости через кольцевой зазор между плунжером
и цилиндром амортизатора.
Возможны различные комбинации этих основных характеристик. Затем
возможна зависимость эффективности амортизатора от пути перемещения
плунжера, например, в результате местного
изменения сечения потока или изменения
сопротивления течению и под влиянием образования
мертвых пространств.
Фиг. 46. Лопастной
амортизатор:
1 — термостат.
Фиг. 47. Принцип действия лопастного амортизатора.
Согласно фиг. 5, б главная область действия амортизатора в отношении
движения кузова расположена в области частоты, соответствующей частоте
системы ось — шины, т. е. в среднем при /=10 ходам плунжера в секунду
(круговая частота о> = 2 тс/, фиг. 4).
В большинстве случаев принято, что время гашения колебаний в момент
сближения оси с кузовом (процесс сжатия амортизатора) меньше (от 0 до 25%),
чем при обратном направлении движения (процесс растяжения амортизатора).
Сила амортизатора Ртах при действии его на растяжение выбирается равной
25—35% от силы амортизатора, соответствующей апериодическому
гашению колебаний. Тогда к силе амортизатора PD = kv и простому звену
рессора — кузов применимо отношение
D = — = -
к-ар
тс
. = 0,25 -+-0,35,
если с — постоянная величина жесткости рессор в кг/м;
т — часть массы кузова, приходящаяся на эту рессору, в кгсм21м.
Кроме того, существует собственное гашение колебаний, присущее
креплению колеса и оси. Действует также гашение колебаний, осуществляемое
шинами, для которых D ^ 0,05 -г- 0,1 (применительно к системе колесо —
шина).
Лопастные амортизаторы устарели; рычажно-плунжерные амортизаторы
в пассажирских автомобилях постепенно исчезают из употребления.
Лопастной амортизатор изображен на фиг* 46.i Корпус его разделен на две части
неподвижной стенкой. В результате вращения лопасти масло вытесняется через отверстия в то
время, как рессора автомобиля сжимается (фиг. 47, а).
При обратном вращении лопасти (фиг. 47, б) масло должно протекать через меньшие
отверстия, величина которых изменяется с помощью термостата. На фиг. 48 показан поршневой
амортизатор. Регулировка силы амортизатора осуществляется сменой пружины клапана
и изменением ее предварительного сжатия. Особое внимание следует обратить на качество
37* 579

изготовления и крепление внешней рычажной системы, так как шарниры легко ослабляются
под частым действием динамической нагрузки.
Основное распространение в автомобилестроении получили телескопические
амортизаторы. У них нет передаточной рычажной системы, количество масла в них значительно больше,
а возникающие давления меньше. За исключением специальных конструкций амортизаторы
следует по возможности устанавливать вертикально. Для них требуется соответственно
большее пространство. На фиг. 49, а изображен телескопический амортизатор двустороннего
действия с наружной и внутренней трубами Во внутренней грубе заключается рабочее
пространство амортизатора, а кольцевое пространство между обеими трубами только частично
заполнено маслом. В амортизаторе имеется два клапана — клапан поршня и клапан дна цилиндра;
каждый из них отжимает слабая коническая пружина. Основное сопротивление возникает
при растяжении амортизатора. Масло перетекает через
отверстия в поршне постоянного сечения; вследствие
возрастания давления над поршнем клапан поршня
открывается и уменьшает таким образом
сопротивление перетеканию масла. Через клапан в днище
цилиндра масло перетекает из кольцевого пространства
в рабочее, так как рабочий объем цилиндра
увеличивается вследствие вытягивания штока плунжера. При
обратном ходе (при сжатии) плас!инки клапана на
поршне поднимаются и открывают свободный доступ
маслу. Через нижний клапан масло в объеме,
соответствующем объему штока плунжера, опять перетекает
в кольцевое пространство.
Фиг. 48. Поршневой амортизатор.
Фиг. 49. Телескопические
амортизаторы.
На фиг. 49, 6 показан амортизатор одностороннего действия. Конструкция его проще»
у него нет кольцевого пространства для масла и нет клапана в днище цилиндра.
Для гашения крутильных колебаний относительно продольной оси
автомобиля устанавливаются в качестве дополнительных рессор, особенно при
наличии жестких осей, стержни, работающие на кручение. При
одновременном подъеме обоих колес стержни остаются ненагруженными, но работают
при одностороннем подъеме одного колеса. Одновременно они действуют
стабилизирующе при наклоне кузова на поворотах
Гидравлический стабилизатор выполняет одновременно функции
стабилизатора при поперечных отклонениях и функции гидравлического гасителя.
Стабилизатор (фиг 50) состоит из двух амортизаторов 1 и к, которые имею! камеры
высокого давления Н, клапаны высокого давления VH, камеры низкого давления N кяапаны
низкого давления VN, стабилизаторы с двумя пространствами А1 и Л,, отделенными один
от другого плунжером, имеющим с обеих стор( н пружины Амортизаторы соединены между
собой трубопроводами 3 и 4, а также «рубопроводами 5 и 6 Трубопроводы служат для
дополнительного питание маслом При одинаковом двустороннем подъеме колес оба плеча
амортизатора поднимаются Вытесненное масле проходит через камеру A/t и дальше через
трубопровод 3, клапан VNZ в камеру Нг и из камеры N\ через трубопровод 4 клапан VNt в камеру Нг.
В результате возникает гашение колебаний при низком давлении В случае
одинакового двустороннего опускания колес оба плеча амортизатора опускаются вниз
Вытесненное масле проходит путь Их — Vtix — 4 — N2 и Н^ — VH2 — 3 — NY В результате
получаем уже гашение колебаний при высоком давлении Ви время левого
одностороннего подъема оси движение в правой час; и начинается только при смещении фаз. Если правая
580

сторона остается вначале неподвижной, то поднимается только левое плечо амортизатора;
вытесненное масло не может течь через трубопровод 3 к камере Я2, а течет в основном по пути
д/г — 5 — Аг, а при перемещении плунжера компенсатора по пути Л2 — 6 — N2. Гашение
колебаний происходит главным образом в стабилизаторе 2. Из описанного выше легко
установить соответствующие условия, возникающие в случае одностороннего правого подъема.
Если колесо попадает с одной стороны в выбоину на дороге, то вытесненное масло направится
Фиг. 50. Работа стабилизатора.
по пути Нх — VHY — 4 — N2 — 6 — А 2 и Ах — 5 — Nv Таким образом появляется эффект
сильного гашения колебаний у клапана высокого давления и в стабилизаторе. Если кузов
при повороте дает крен влево, то левое плечо амортизатора поднимается вверх, а правое
опускается вниз; оба плунжера передвигаются влево. Вытесненное масло проходит путь /VL — 5 —
—Аъ А2 — 6 — Л/2, N2 — 4 — У#! — Нх и #2 — 1/#2 — 3 — Nx. Следовательно, гашение
колебаний эффективно происходит в клапанах высокого давления и в стабилизаторе.
ПРИМЕРЫ РАЗЛИЧНЫХ КОНСТРУКЦИЙ ПОДВЕСОК КОЛЕС
При независимой подвеске односторонние толчки на одно колесо
передаются на другое колесо только через кузов или раму. Поэтому
сопротивление кручению рам должно быть увеличено.
Преимущества независимой подвески колес были сначала установлены
и проверены эмпирически и позднее обоснованы теоретически.
Эти преимущества заключаются, во-первых, в том, что при независимых
подвесках некоторых автомобилей совершенно отсутствует явление «шимми»
передних колес; во-вторых, при независимой подвеске вес неподрессорен-
ных масс небольшой во сравнению с подрессоренными массами, так как
у ведущей оси главная передача закреплена на раме. Это увеличивает
сцепление колес с дорогой, а следовательно, и надежность движения автомобиля.
В-третьих, независимая подвеска колес обеспечивает большие возможности
в смысле конструктивного оформления шасси, в результате чего достигается
очень низкое положение центра тяжести автомобиля. В-четвертых, возможно
применение двух различных по частоте колебаний, по методу гашения
колебаний и по способу чподрессоривания систем для передних и задних колес,
что препятствует образованию резонанса.
В Европе существует большое разнообразие конструктивных форм
независимой подвески и ее применяют для всех колес. Автомобили США имеют
независимую подвеску только передних колес, а задняя ось остается жесткой.
Независимые подвески задних колес при жесткой передней оси признаны
малоцелесообразными и поэтому не применяются.
581

Жесткие оси
Отмеченные выше технические новшества в конструкции автомобиля
повлияли на конструкцию его жесткой оси. В то время как жесткие оси для
передних колес, за исключением отдельных случаев, не подвергались
большим изменениям, жесткие оси задних колес прошли некоторые
конструктивные видоизменения.
Фиг. 51. Задняя ось автомобиля
Buick (1938 г.).
Фиг. 52. Задняя ось с пружинной
подвеской. Листовые рессоры применяются
в качестве реактивных тяг (Fiat).
На фиг. 51 показана старая подвеска задних колес, которая применяется
и теперь в несколько измененной форме, с пружинами, реактивными
штангами и телескопическими амортизаторами.
Фиг. 53. Жесткая ось с разрезными полуосями.
Оригинальная конструкция оси показана на фиг. 52 (Fiat 1400). В
данном случае рессорами являются пружины, а в качестве реактивных штанг
использованы легкие листовые рессоры. Сильно изогнутый стабилизатор
установлен на кожухе главной передачи и закреплен концами на
кронштейнах рамы.
Для легковых автомобилей большой вместимости при наличии
независимой подвески передних колес также применяется жесткая несущая ось
с главной передачей, закрепленной на раме (фиг. 53).
Поперечные подвески
Двойная поперечная подвеска. Это устройство получило
широкое распространение, особенно для передних направляющих колес.
Применявшаяся ранее подвеска с двойными поперечными рычагами равной
длины, которые неполностью предохраняют автомобиль от явления «шимми»,
заменяется теперь подвеской с рычагами неравной длины. Длина этих рыча-
582 ,

Фиг. 54. Замена верхней
направляющей с резиновой опорой.
гов может быть подобрана так, что изменение колеи при наезде на
препятствие получится очень незначительным (фиг. 20), а явление «шимми» также
устранено.
Толкающие и тормозные усилия воспринимаются в таких подвесках,
как правило, подшипниками поперечных рычагов, причем обычно нижние
подшипники воспринимают значительную нагрузку от поперечных усилий.
Поэтому в некоторых случаях основание нижнего треугольника,
образованного рычагами, делается очень большим.
Если пружина расположена между
поворотным кулаком и шарнирами крепления,
то на них действует значительное усилие.
В автомобиле NAG — Voran для
уменьшения усилий располагали двойную
пружину непосредственно над поворотным
кулаком. При таком расположении требуется
место для размещения пружины, но зато
обеспечиваются меньшие нагрузки на
подшипники крепления (фиг. 54).
Теоретически можно избежать при
толчках динамических нагрузок на внутренние
подшипники рычагов, вызванных действием
сил инерции, если поместить шарнир в центре
приложения нагрузки.
В ряде конструкций рычаги
поворачивались назад под углом примерно 20°, в одном
случае — вперед на такой же угол (Fiat 1400).
В подвесках с двойными поперечными
рычагами в качестве упругого элемента можно
применять пружины, рессоры, торсионы,
резиновые втулки, работающие на кручение.
Поворотные цапфы для подвески этого типа могут быть различной конструкции (фиг. 55).
На фиг. 56 показана конструкция двойных поперечных рычагов разной длины,
расположенных перпендикулярно к направлению движения автомобиля. Верхний рычаг служит
одновременно для привода амортизатора.
На фиг. 57 показан шаровой шарнир рычага подвески автомобиля и телескопический
амортизатор с резиновыми подушками, находящийся внутри пружины.
Подвеска, изображенная на фиг. 54, существенно отличается от обычных систем этого
типа. Нижний одноплечий рычаг заканчивается у колеса шаровым шарниром. Стержень
стабилизатора, шарнирно закрепленный на раме., выполняет в известной мере функцию
переднего плеча рычага подвески, таким образом замыкая силовой треугольник. Плечо верхнего
рычага здесь сведено почти к нулю; он заменен деформирующейся резиновой втулкой, которая
не только передает вес на пружину, но и воспринимает боковые деформации, возникающие
при качании колеса на повороте, так как нижний шарнир не расположен на оси шкворня.
Шкворень поворотной цапфы одновременно работает как телескопический амортизатор;
переднее колесо, амортизатор и пружина поворачиваются вместе. Осью вращения служат
роликовый подшипник, который расположен внутри верхней резиновой втулки, и нижний шаровой
шарнир. Изменение колеи при подрессоривании в этом случае довольно значительно, а
изменение наклона колеса очень невелико.
На фиг. 58 показана другая конструкция. Эта система снабжена резиновыми втулками,
работающими на кручение.
Довольно часто применяют поперечные рычаги и торсионы,
расположенные в направлении движения автомобиля.
Поперечные направляющие рычаги и
поперечные рессоры. Так как нижний рычаг подвески испытывает значительно
большую нагрузку, чем верхний, то было бы целесообразнее как в отношении
прочности, так и в отношении облегчения управления применять верхнее
расположение рессоры и нижнее расположение рычагов. В действительности
чаще встречается обратное расположение, дающее большую компактность.
Часто делают так, что верхний рычаг является одновременно и рычагом
амортизатора.
На фиг. 59 изображен привод на передние колеса с верхним поперечным расположением
рессоры и нижним расположением рычага. На фиг. также видна раздельная поперечная тяга.
583

Фиг. 55. Поворотная цапфа при двойные поперечных рычагах.
Фиг. 56. Двойные
поперечные рычаги неравной
длины (Opel Kapitan,
1951 г.).
Фиг. 57. Шаровой шарнир верхнего рычага.
584

Фиг. 58. Подвеска с резиновыми
втулками, работающими на кручение.
Фиг. 61. Подвеска с
вертикальным перемещением колес.
Фиг. 59. Верхние поперечные рычаги, замененные
рессорой.
Фиг. 60. Двойная поперечная рессора.
685

Двойные поперечные рессоры. Толкающие и тормозные
усилия воспринимаются рессорами, работающими на изгиб в горизонтальной
чллоскости, как пластина, поставленная на ребро (фиг. 60).
Свечная подвеска с неизменной колеей и углом наклона шкворня
Теоретически совершенная кинематика колес при свечной подвеске
(фиг. 61) на практике имеет ряд недостатков: повышенное трение и износ
направляющих и втулок. Управление в данном случае может быть
осуществлено с помощью цельной поперечной рулевой тяги: продольная рулевая
тяга должна быть по возможности длиннее. Теоретически ее следовало бы
выполнить бесконечной длины.
Балансирные продольные подвески
Балансирная подвеска особенно пригодна для задних колес автомобиля,
имеющего переднюю ведущую ось, так как такая подвеска почти совсем
не занимает места внутри рамы.
На фиг. 62 показано заднее колесо автомобиля с продольным
балансиром и поперечным расположением резинового пружинящего элемента,
работающего на кручение.
Продольно расположенные балансирные
подвески типа Dubonnet (в последнее время
вытесняемые подвеской с поперечными
рычагами) имеют вид коленчатого рычага, шар-
нирно закрепленного не на раме, а в кожухе
горизонтально или вертикально
расположенной пружинной рессоры. Кожух рессоры
поворачивается относительно шкворня
поворотной цапфы. Этим достигается то, что
вся система поперечных рулевых тяг может
быть смонтирована на раме и на нее не влияет
Фиг. 62. Задняя балансирная перемещение колес относительно рамы. Сле-
лодвеска с резиновыми втулка- довательно, на кинематике рулевого упра-
ми, работающими на кручение. вления не сказывается ход рессор.
Тормозные моменты воспринимаются большей частью
■специальной тормозной штангой, параллельной продольному балансиру.
Продольные балансиры используют также совместно с торсионами.
Примером такой конструкции может служить автомобиль Volkswagen. У него передние
и задние колеса подвешены на продольных балансирах и подрессорены с помощью торсионов
(фиг. 63). В каждой из двух труб оси находится пакет стальных пластин торсиона, который
имеет квадратное сечение; изготовление пластинчатых торсионов проще, чем цилиндрических.
Толкающие усилия в этом случае воспринимаются продольными
балансирами. При качении такой подвески база автомобиля меняется.
Балансирная подвеска с качающимися трубами полуосей
В балансирной подвеске с качающимися трубами полуосей точка
качания находилась в центре оси.
Так как применение обычной конструкции ведущих и ведомой шестерен,
л также дифференциала оказалось в данном случае невозможным, то были
использованы две пары шестерен разного диаметра и модуля, но с
одинаковым числом зубьев. При такой системе возможно качание полуосей
относительно одной общей точки качания.
Приведенная на фиг. 64, а и б конструкция не нова. Однако она
применяется в грузовых автомобилях с рамой в виде центральной трубы.
586

Фиг. 63. Продольные балансиры с торсионами.
Фиг. 64. Задняя балансирная
ось (Tatra).
587

В настоящее время используются главным образом такие конструкции,
которые допускают установку обычного дифференциала и карданов. В
старых конструкциях тяговые усилия воспринимались внутренними опорами;
в новых подвесках имеются продольные рычаги в качестве реактивных тяг,
Фиг. 65. Балансирная задняя ось с двумя точками качания.
так что исчезает разница между двумя последними видами подвесок колес
(фиг. 65).
При этой подвеске колес происходит значительное изменение колеи и угла
наклона колес; такая подвеска непригодна для передних колес.
Тележки для трехосных автомобилей
На грузовых автомобилях и автобусах, а также на автомобилях высокой
проходимости для уменьшения удельного давления на дорогу и,
одновременного повышения грузоподъемности применяют более двух осей.
Фиг. 66. Балансирная подвеска трехосного автомобиля (Vomag).
В случае применения жестких осей, как правило, на раме на подшипниках
укрепляют одну или две листовые рессоры (фиг. 66), соединяющие обе
ведущие оси так, что последние могут поворачиваться во всех плоскостях.

XVII. ШИНЫ И КОЛЕСА
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
В период создания первых автомобилей применялись колеса с относительно легкими
деревянными или проволочными спицами Беговой частью этих колес была массивная шина иэ
сплошной резины. При очень плохих дорогах, характерных для того времени, массивные
шины, естественно, могли применяться только при малых скоростях движении и во всех
случаях были лишь средством для уменьшения шума, но не амортизирующим элеменюм. Только
с изобретением пневматической шины были созданы предпосылки для практического
применения автомобилей, и началось их быстрое развитие. Без колес, оснащенных пневмати чески ми
шинами, был бы невозможен быстроходный автомобиль.
На автомобильные колеса при движении действуют силы в трех
направлениях; это должно учитываться при конструировании колес и определении
профиля шин.
Эти силы следующие.
1. Вертикальные силы, перпендикулярные к поверхности дороги,
обусловленные действием собственного веса автомобиля и веса груза. В этом же
направлении действуют динамические нагрузки, вызываемые неровностями
дороги; эти нагрузки сильно возрастают при увеличении скорости. Нагрузка
на колеса не должна превышать допустимой величины во избежание
уменьшения срока службы шин и колес.
2. Касательные силы, которые возникают вследствие тяги и торможения
автомобиля. Если эти силы превышают силу сцепления шины с дорогой,
то при разгоне автомобиля происходит пробуксовывание, а при
торможении— скольжение колес.
3. Боковые силы, действующие вдоль передней и задней осей автомобиля.
Эти силы обусловливают боковую устойчивость автомобиля, особенно при
езде по кривой и на косогоре. Если боковые силы превышают силу бокового
сцепления, то автомобиль испытывает боковое скольжение.
ШИНЫ
Пневматические шины
Конструкции шин
В бортовой части современных автомобильных шин каркаса покрышки
имеется стальной проволочный сердечник, передающий тангенциальные
силы на обод колеса. На фиг. 1 показано устройство шины легкового
автомобиля, смонтированной на глубоком ободе, а на фиг. 2 — устройство шины
грузового автомобиля, установленной на разборном ободе косыми полками.
Каркас покрышки сделан из хлопчатобумажной кордной ткани. В
зависимости от нагрузки, на которую рассчитана шина, и ее назначения каркас
выполняется из четырех или более слоев корда. Нити соседних слоев
корда пересекаются под определенным углом.
589

Каркас пневматических шин первоначальной конструкции изготовлялся из обычной ткани
квадратного плетения с одинаковой частотой нити на основе и по утку. Однако у этой ткани
вследствие недостаточной прослойки резины нити в местах переплетения перетирались, что
приводило к их разрыву и быстрому разрушению покрышек. У каркаса, изготовленного
10
Фиг. 1. Конструкция
пневматической шины легкового
автомобиля:
; _ беговая часть (протектор);
2 — каркас (тканевая основа);
3 — боковая резина; 4 — закраина
обода; 5 — полка обода; 6—
выемка обода; 7 — подушечный слой;
8 — камера; 9 — бортовая часть;
10 — стальной сердечник.
'5678
Фиг. 2. Конструкция
пневматической шины грузового
автомобиля:
1 — беговая часть (протектор);
2 — подушечный слой; 3—
каркас (тканевая основа)* 4 —
камера; 5 — стальной сердечник;
6 — бортовая часть; 7 —
закраина обода; 8 — боковая резина;
9 — вентиль; 10 — обод с
косыми полками; 11 — бортовая
лента.
из кордной ткани, отдельные нити основы в каждом слое идут в одном направлении.
Вследствие этого исключается возможность их переплетения между собой и обеспечивается более
полная изоляция отдельных нитей прослойками резины. Поэтому покрышки с каркасом
из кордной ткани имеют больший срок службы, чем покрышки, изготовленные из ткани
квадратного плетения.
Первые покрышки автомобильных шин на бортовой части
имели специальный кольцевой выступ и углубление, с помощью
которых они крепились на ободах колес с загнутыми закраинами
(фиг. 3)* Шины с креплением такого типа известны под
названием клинчерных; их бортовая часть не имела стального
сердечника.
В настоящее время такие шины частично применяются
только для велосипедов. Клинчерные шины не удовлетворяют
возросшим требованиям в отношении грузоподъемности и срока
службы, и на современных автомобилях применяются только
шины с покрышками, имеющими стальные сердечники.
Стальной сердечник изготовляется из проволок и помещается в бортовой части покрышки.
Шины такого типа называются прямобортными, так как наружная часть их борта имеет
прямые очертания. Прямобортные шины полностью оправдали себя в эксплуатации.
При тщательном изготовлении и правильной форме ободьев обеспечивается их большая
надежность в эксплуатации.
Фиг. 3. Крепление
бортовой шины на ободе.
Шины со стальным каркасом
В последнее время стала известна новая конструкция шин, у которых
каркас покрышки сделан из проволочной сетки. Каркас такого типа имеет
относительно большую прочность, поэтому при его применении можно
ограничиваться меньшим количеством слоев, чем при хлопчатобумажном корде
или при корде из искусственного волокна. Благодаря возможности
применения более тонких стенок покрышки и лучшей теплопроводности стальной
проволоки, шины со стальным каркасом обладают большей теплостойкостью,
особенно при высоких скоростях движения. Такие шины в настоящее время
испытываются.
,590

Шины с каркасом из вискозного волокна
Раньше все автомобильные шины изготовлялись исключительно с
каркасом из хлопчатобумажного корда. В течение последних лет широко
применяется корд из вискозного волокна. В современном шинном производстве*
хлопчатобумажная ткань находит еще применение только потому, что
вискозное волокно пока производится в недостаточном количестве. Шины с
вискозным кордом имеют существенные преимущества по сравнению с шинами,,
в которых применяется хлопчатобумажный корд.
Рисунок протектора
В зависимости от назначения шин протектор покрышки имеет различный
рисунок. Как уже упоминалось, колесо при движении испытывает действие
касательных и боковых сил. Устойчивость колеса при действии этих сил
обеспечивается главным образом за счет трения, а также за счет сцепления
выступов на беговой поверхности протектора с поверхностью дороги.
Величина трения зависит от правильно
выбранного состава резиновой
смеси. При этом шины должны
иметь максимально высокую
прочность и сопротивление истиранию.
Сцепление за счет выступов на
беговой поверхности протектора
достигается рациональным
выбором рисунка протектора.
В зависимости от типа
автомобиля (обычный дорожный
автомобиль, гоночный или вездеход)
применяются шины с
универсальным протекторным рисунком или
с протекторными рисунком
повышенной проходимости.
Рисунок 1 (фиг. 4) с продольными канавками обеспечивает наименьшее
сопротивление качению. Покрышки с таким рисунком применяются для
передних колес спортивных и гоночных мотоциклов, а также для гоночных
автомобилей.
На автомобилях, предназначенных в основном для движения по
нормальным дорогам с твердым покрытием, применяются шины с универсальные
рисунком 2 протектора. При этом рисунок выбирается из условия
обеспечения лучшего сцепления шины с гладкой поверхностью дороги. При наличии
мелких канавок на протекторе 3 (фиг. 4) слой грязи или масла, покрывающий
поверхность дороги, разрушается и удаляется из-под шины. Это
обеспечивает повышение ее сцепления с дорогой. Сельскохозяйственные автомобили
и тракторы снабжаются шинами 4 с толстыми ребрами и зубцами (грунто-
зацепами) на протекторе, необходимыми для того, чтобы обеспечить
глубокое зацепление шин с мягким или сыпучим грунтом. На фиг. 4 изображена
также покрышка 5, предназначенная для передних колес трактора.
Фиг. 4. Рисунки протекторов.
Камера и ободная лента
В комплект шины, кроме покрышки, входят также камера и ободная
лента. Камера служит для передачи внутреннего давления воздуха на стенку
покрышки, которая вследствие этого получает необходимую жесткость.
Силы, возникающие под действием внутреннего давления р (фиг. 5),
передаются как составляющие силового треугольника частью в виде
растягивающей силы Pi на проволочный сердечник покрышки, частью в виде
591

изгибающей силы Р2 на закраину обода. Сила Р2 прижимает борт
покрышки к закраине обода и обеспечивает за счет трения необходимое
сцепление шины с ободом при возникновении касательных сил, например,
при торможении колеса.
Чтобы защитить камеру от повреждений в местах соприкосновения ее
с бортом покрышки и ободом, прокладывается так называемая бортовая лента
или при глубоком ободе — ободная лента. При гладкой поверхности
глубокого обода, как, например, у дисковых колес легковых автомобилей,
ободная лента может не применяться. Однако в случае употребления колес
с тонкими спицами, у которых головки спиц и ниппелей выступают на
поверхности обода, применение ободной ленты необходимо.
е)
Фиг. 6. Вентили:
Фиг. 5. Передача
внутреннего давления шины
на обод (В — ширина
шины; D — диаметр
шины).
а — прямой вентиль; б — резино-ме-
таллический вентиль; в —- изогнутый
вентиль, г — вентиль, изогнутый под
углом 86° для ободов с косыми
полками; д — золотник; е — кол-яачок
вентиля; / — ободная гайка; 2 —
шестигранная гайка; 3 — наружная
шайба; 4 — основание вентиля;
5 — металлический сердечник;
6 — резиновый корпус.
Вентили
Вентили камер предназначены для накачивания шин и выпуска воздуха
из них. В зависимости от назначения и величины камер применяются
вентили различных размеров и форм (фиг. 6): прямой вентиль для
мотоциклетных шин; прямой вентиль для шин мотокар и электрокар; прямой вентиль
для шин легковых автомобилей и сельскохозяйственных машин; резино-
металлический вентиль для шин легковых автомобилей; вентиль, изогнутый
под углом 90°, для шин промышленного транспорта; вентиль, изогнутый под
углом 71°, для различных шин малого размера; изогнутый вентиль для
плоских ободов грузовых автомобилей; вентиль, изогнутый под углом 86°, для
плоских ободов и ободов с косыми полками грузовых автомобилей.
Для шин легковых автомобилей наиболее предпочтительно применение
резино-металлических вентилей, для грузовых автомобилей — вентилей,
изогнутых под углом 86°. На фиг. 6 показан золотник, применяемый для
вентилей всех типов. Там же показан колпачок, который навинчивается
на конец вентиля для предохранения его от засорения и повреждений.
Во внутренней части полого верхнего конца колпачка имеется отросток
с прорезью для вывинчивания золотника из вентиля.
Обозначение шин и ободов
По назначению шины разделяются на следующие группы:
мотоциклетные, для легковых автомобилей, для грузовых автомобилей, для
промышленного транспорта, для сельскохозяйственного транспорта. Ниже
приводятся обозначения, применяемые £ автомобильных шинах:
592

1.Обозначение шин. «Ширина профиля шины в дюймах — диаметр обода в
дюймах». Например (фиг. 7, а): шина для легкового автомобиля 6,00—16" означает:
6,00 — наибольшая ширина профиля накачанной шины в дюймах;
16 — диаметр обода в дюймах.
2. Обозначение глубоких ободов. «Ширина посадочной части в дюймах,
буквенное обозначение высоты закраины, диаметр обода в дюймах». Например (фиг. 7, б): обод
легкового автомобиля 4,00Е х 16* означает:
4,00 — ширина посадочной части в дюймах;
Е — буквенное обозначение высоты закраины (ободы с одинаковыми буквенными
обозначениями имеют одинаковую высоту закраины);
16 — диаметр обода в дюймах.
3. Обозначение плоских ободов. «Ширина посадочной части в дюймах,
буквенное обозначение высоты закраины, диаметр обода в дюймах». Например (фиг. 7, в):
обод грузового автомобиля 8,37V — 20
(И"—20") означает:
8,37 — ширина посадочной части в дюймах;
V — буквенное обозначение высоты
закраины;
20 —диаметр обода в дюймах (11" —
20" —старое обозначение).
4. Обозначение ободов с
коническими полками. «Ширина
посадочной части в дюймах, диаметр обода в
дюймах». Например (фиг. 7, г): обод грузового
автомобиля 8,5—20" означает:
8,5 — ширина посадочной части в дюймах;
20 — диаметр обода в дюймах.
Буквенное обозначение высоты закраины
для ободов с коническими полками не
применяется, так как для каждого размера обода
выбирается соответствующая высота закраины.
5. Радиус колеса. Статический
радиус — расстояние от центра оси до
поверхности дороги при нагруженном неподвижном
автомобиле.
Динамический радиус — то же расстояние, но во время движения автомобиля.
Динамический радиус нельзя измерить непосредственно, его можно вычислить по отрезку пути,
который проезжает автомобиль при нормальной нагрузке на колеса х.
Фиг. 7. Примеры обозначения размеров
шин и ободов.
Тенденции развития и классификация шин и профилей ободов
Примерно 20 лет назад почти исключительно применялись шины высокого
давления, имевшие узкий профиль и большой диаметр. В последнее время
преимущественно применяются шины низкого давления с относительно
небольшим наружным диаметром и несколько большей шириной профиля,
чем у шин высокого давления. Объем воздуха в камере этих шин больше,
и они работают при более низком давлении. В зависимости от величины
объема воздуха, шины низкого давления делятся на баллоны и сверхбаллоны.
Шины низкого давления отличаются большой амортизационной
способностью, что является их существенным преимуществом по сравнению
с шинами высокого давления.
Шины низкого давления значительно лучше, чем шины высокого
давления, поглощают толчки от неровностей дороги и обеспечивают большие
удобства пассажирам и водителю во время движения.
Вследствие значительной эластичности шины низкого давления больше
деформируются, создавая надежный контакт с поверхностью дороги. Это
обеспечивает лучшую проходимость автомобиля при движении по мягкому
грунту, но при этом увеличиваются тепловые потери и сопротивление
качению.
1 В СССР динамическим радиусом колеса называется расстояние от оси колеса до
плоскости, по которой оно катится. При этом предполагается, что колесо, помимо радиальной
нагрузки, может быть нагружено также касательной (тяговой или тормозной), а также
боковыми силами. Указанный динамический радиус в СССР называется радиусом качения. Прим.
ред.
38 Бюссиен 593

Шины легковых автомобилей имеют примерно следующие пределы
величины внутреннего давления в кг/см2:
Шины высокого давления . . . 2,5—4,0
Шины низкого давления:
баллоны 1,5—2,5
сверхбаллоны 1,0—1,8
Размеры шин и профили ободов для мотоциклов
До настоящего времени для мотоциклов все еще находят
преимущественное применение шины размером 19 дюймов. Однако в последнее время начали
устанавливать шины размером 16 дюймов. В табл. 1 приведены стандартные
размеры мотоциклетных шин.
Таблица 1
Шины и ободы для мотоциклов
Размеры шин
в дюймах
2,50—19
2,75—19
3,00—19
3,25—19
3,50—19
4,00—19
3,25—16
Тип обода
1,50А х 19
1,60 х 19
1,85В X 19
1,85В х 19
2,15В X 19
2,15В х 19
1,85В X 16
Размеры шин в мм
Наружный
диаметр
625
635
647
667
672
701
591
Ширина
профиля
65
71
76
85
91
103
85
Допустимая нагрузка
в кг при внутреннем
давлении в шине
1,9 кг/см2
160
175
190
210
225
260
185
Намечены
1,50А X 16
1,60 х 16
1,85В X 16
2,15В х 16
к выпуску
546
560
571
596
65
71
78
91
125
145
165
205
2,50—16
2,75—16
3,00—16
3,50—16
Примечание. Более подробные данные приведены в DIN 7802 и в справочниках
шинной промышленности.
Размеры шин и профили ободов для легковых автомобилей
Раньше были значительно распространены шины размером 17 дюймов
наряду со стандартными шинами размером 16 дюймов. Но в настоящее время
Таблица 2
Шины и ободы для легковых автомобилей
Размеры шин
в дюймах
4,25—15
4,50—15
5,00—15
4,50—16
5,00—16
5,50—16
6,00—16
6,50—16
5,60—13
5,90—13
5,60—15
5,90—15
6,40—15
6 70—15
7,10—15
Тип обода
2,50С X 15
3,00D х 15
3,25D X 15
3,00D X 16
3,25D X 16
3,50D X 16
4,00E x 16
4,50E X 16
4J x 13
4J x 13
4J x 15
4J x 15
4V2K X 15
4V2K X 15
5KX 15
Размеры
Наружный
диаметр
Бал.
605
625
645
645
670
695
720
743
шин в мм
Ширина
профиля
п о н ы
112
120
130
118
130
147
158
173
Сверхбаллоны
602
618
653
670
695
710
730
145
150
145
150
163
170
180
Допустимая
нагрузка в кг
225
275
325
300
350
450
550
625
325
350
350
400
450
500
550
Внутреннее
давление в шине
в кг /см2
2,0
2,0
2,0
2,0
2,0
2,0
2,25
2,5
1,7
1,7
1,7
1,7
1,7
1,8
1,8
594

они постепенно выходят из употребления. Кроме того, для автомобилей
с рабочим объемом двигателя до 1,5 л начинают применять шины размером
15 дюймов и меньше (даже до 13 дюймов).
Размеры наиболее распространенных шин приведены в табл. 2.
Размеры шин и профили ободов для грузовых автомобилей и автобусов
Для грузовых автомобилей, автобусов и тяжелых прицепов применяются
преимущественно шины размером 20 дюймов. На грузовых автомобилях
большой грузоподъемности иногда устанавливаются шины размером:
22 дюйма.
Ширина профиля шин за последние годы, в сущности, осталась
неизменной. По остальным параметрам в настоящее время достигнуто точное
соответствие размеров шин и ободов международным стандартам.
До настоящего времени промышленные стандарты предусматривали
применение плоских ободов. Аналогичные стандарты применялись и в
других странах. В связи с тем, что требования, предъявляемые к
грузоподъемности, скорости и сроку службы автомобилей, значительно повысились,
в автомобильной промышленности было решено ввести ободы с
коническими полками.
Преимущество этих ободов установлено на основе опыта эксплуатации
колес самолетов в Европе и США. Ободы такой конструкции создают
устойчивую опору для борта шины, что привело к улучшению качества колес
и увеличению срока службы шин по сравнению со сроком службы шин,
имеющих обычные плоские ободы.
В США, где такие ободы применяются на грузовых автомобилях уже
в течение многих лет, опыт эксплуатации показывает, что срок службы шин
повышается до 40%.
Ободы с коническими полками имеют несколько большую ширину
посадочной части, что положительно влияет на грузоподъемность и боковую
устойчивость автомобилей.
В табл. 3 приведены размеры шин и соответствующие им ободы новой
конструкции с коническими полками. Для сравнения даны также размеры
плоских ободов старой конструкции.
Таблица 3
Шины грузовых автомобилей для ободов с коническими полками и плоских ободов
Размеры шин и диаметры
ободов в дюймах
Ободы с коническими
полками новой конструкции
Ширина
посадочной
части
и диаметр
обода
в дюймах
5,0—20
5,5—20
6,0—20
6,5—20
7,0—20
7,5—20
8,0—20
8,5—20
8,5—22
9,0—20
10,0—20
10,0—22
Ширина
пооадочной
части в мм
127,0
139,7
152,4
165,1
177,8
190,5
203,2
215,9
215,9
228,6
254,0
254,0
Плоские ободы старой конструкции
Ширина посадочной части
и диаметр обода в дюймах
3,75Р—20 (5—20)
4,33R—20 (6—20)
4,33R—20 (6—20)
5,00S—20 (7—20)
6,00Т—20 (8—20)
7,33V—20 (9 и 10—20)
7,33V—20 (9 и 10—20)
7,33V—20 (9 и 10—20)
7,33V—22 (9 и 10—22)
8,37V—20 (11—20)
8,37V—20 (11—20)
8,37V—22 (11—22)
Ширина
посадочной
части в мм
95
ПО
ПО
127
152
186
186
186
186
213
213
213
6,50—20eHD
7,00—20eHD
7,50—20e.HD (автобусные)
8,25—20eHD (автобусные)
9,00—20eHD
10,00—20eHD
11,00—20eHD
12,00—20eHD
12,00—22eHD
13,00—20eHD
14,00—20eHD
14,00—22eHD
Примечание. Данные по шинам для грузовых автомобилей малой
грузоподъемности приведены в DIN 7804.
38* 595

Для ободов обоих типов указана ширина посадочной части.
Характерным параметром колеса является отношение ширины
посадочной части и ширины профиля шины. При ободах с коническими полками
это отношение равно приблизительно 0,75, а при плоских ободах
составляет примерно 0,6.
Размеры шин и профиля ободов для внутризаводского грузового
транспорта, тракторов и автокаров
Важнейшие размеры новых типов пневматических шин для
внутризаводского транспорта даны в табл. 4.
Таблица 4
Шины
Торговые размеры шин
в дюймах
3,00—4
4,00—8 extra
6,00—9 extra
7,00—12 extra
21 X 4
23 х 4V2
23x5
25 X 6 extra
и
ободы для внутризаводского грузового
Тип обода
2,10—4
3,00D—8
4,00Е—9
5,00S—12
2,32D—13
3,1 IF—13
3/75Р—13
3/75Р—13
Размеры
Наружный
диаметр
265
420
530
660
565
595
630
675
шин в мм
Ширина
профиля
90
108
157
191
ИЗ
133
155
170
транспорта

Максимальная нагрузка
на колесо
при скорости
8 км/час в кг
250
500
1050
1700
550
750
1000
1200
Давление
в шине
в кг/смг
5,0
7,0
7,0
7,0
5,0
5,5
5,5
6,0
За последнее время значительно расширено производство тракторных
шин с так называемым широким ободом.
Для автокар согласно DIN 7810 установлены следующие размеры шин:
3,50 — 8 с ободом . . . • . .2,15 — 8
4,00 — 8 с глубоким ободом . . 2,50 х 8
или с плоским ободом 2,45 — 8
Массивные и эластичные шины
Массивные шины используются на некоторых грузовых автомобилях
большой грузоподъемности, на тележках внутризаводского транспорта,
автопогрузчиках и т. п.
Соответствующим выбором
конструкции, профиля и
качества резины у массивных
шин современного типа
достигнуто значительное улучшение
амортизационных свойств.
а)
Фиг.
5) 6)
Основные типы массивных шин.
В настоящее время приме*
няются массивные шины
основных трех типов (фиг. 8).
1. Массивная шина на стальном бандаже (грузолента) (фиг. 8, а).
Резиновый массив такой шины состоит из слоев различной твердости и привулканизован
к стальному бандажу, имеющему на наружной поверхности продольные канавки
прямоугольной и конусообразной формы или в виде «ласточкина хвоста». Бандаж после покрытия резиной
надевается на колесо с тугой прессовой посадкой.
2. Эластик (фиг. 8, б). Эластик представляет собой массивную шину со стальным
бандажом, у которой в резиновом массиве имеется кольцевая полость или ряд полостей, вследствие
чего вес шины уменьшается, а упругость ее по сравнению с обычной массивной шиной
увеличивается.
3. Безбандажная массивная шина с проволочными
кольцами (фиг. 8, в). У массивной шины такой конструкции стальной бандаж заменен стальной
проволочной плетеной лентой, заделанной в основание массива (конструкция Continental)
Размеры массивных шин определены DIN 7845. Подробные данные указываются в
соответствующих каталогах заводов-поставщиков.
596

КОЛЕСА
К конструкции автомобильных колес с пневматическими шинами
предъявляются следующие основные требования:
1.Минимальный вес при достаточной прочности.
Момент инерции колеса и масса шины должны быть по возможности
наименьшими.
Это необходимо для уменьшения мощности, затрачиваемой на ускорение
колес, и снижения веса неподрессоренных масс. Указанные условия в
значительной мере выполняются при дисковых колесах со штампованными
коническими дисками.
2. Красивая внешняя форма. Внешняя форма в большой
степени определяется вкусом покупателей. Условия прочности часто
с трудом могут быть с ней согласованы.
3. Малый дисбаланс. От этого показателя в значительной мере
зависят плавная езда и отсутствие колебаний колес. При монтаже шин
необходимо следить за тем, чтобы место на окружности шины, соответствующее
участку с минимальным весом, маркируемое обычно красной краской,
совпадало с соответствующей отметкой на ободе колеса.
В случае, если балансировка колес предварительно не проводится,
например у грузовых автомобилей, можно считать, что наименьший дисбаланс
достигается при расположении участка шины с наибольшим весом против
отверстия для вентиля. Для быстроходных автомобилей (легковых, гоночных)
целесообразно осуществлять на специальных балансировочных станках
совместную балансировку колеса и шины (в сборе). При этом в случае
необходимости на колесах крепят грузы, уравновешивающие дисбаланс.
4. Хороший отвод тепла от ободов и
тормозных барабанов. При длительной езде с большой скоростью и
полной нагрузкой шина, вследствие деформации, сильно нагревается.
Чрезмерное повышение температуры приводит к сильному снижению прочности
шин. В связи с этим возникает необходимость принятия мер для
обеспечения надежного отвода тепла. У колес с проволочными или стальными
штампованными спицами это достигается в результате циркуляции воздуха. У
дисковых колес тепло отводится от обода к диску. Отвод тепла, выделяющегося
в тормозах, за счет конвекции затрудняется из-за наличия вокруг них
замкнутых воздушных объемов. Проведение точных измерений температуры
шин представляет собой задачу специального исследования.
5. Легкосъемность. Легкосъемность достигается применением
надежных и удобных в эксплуатации болтовых соединений. На
спортивных и гоночных машинах применяются колеса с быстродействующими
запирающими механизмами.
Ободы
Различают в основном два типа ободов: разборные (плоские) и цельные
(глубокие).
В результате длительного опыта были созданы различные конструкции
ободов, утвержденные международными стандартами.
Основными критериями, положенными в основу выбора этих конструкций,
являются минимальный вес, простота изготовления, надежность в
эксплуатации и легкость монтажа шин на обод. Ниже рассматриваются основные
конструкции ободов.
Ободы крепят шины, которые устанавливаются на них своими бортами.
Закраины ободов воспринимают внутреннее давление шин. На фиг. 5 было
показано направление сил, действующих на закраину обода. Исходя из этого
распределения сил, можно произвести примерные расчеты по определению
сечений обода и толщины его стенок.
Правильный выбор конструкции и размеров обода имеет большое
значение для надежности работы и срока службы шин. В зависимости от назна-
697

чения шин делается большая или меньшая высота закраин. Если значение
тангенциальных сил, передаваемых вследствие трения на закраину обода,
велико, а давление воздуха относительно мало, то следует применять
высокую закраину. При выборе формы закраины обода необходимо
предусматривать, чтобы при выпуске воздуха из шины была исключена возможность
ее повреждения.
Применение неразборных или разборных ободов определяется
жесткостью каркаса и главным образом жесткостью бортовой его части. Для шин
с относительно мягкими бортами и достаточно эластичным каркасом
можно использовать цельные
ободы. Наоборот, для шин
с прочными нерастягивающи-
мися бортами, имеющими
жесткие стальные сердечники,
применяются плоские ободы.
Такие ободы используются,
например, для грузовых
автомобилей.
Фиг. 9. Монтаж шины на глубокий обод.
V X
Фиг. 10. Типы ободов.
На фиг. 9 показан способ надевания шины через закраины на неразборный обод. Эту
работу нужно производить осторожно, так как в случае применения монтажных лопаток может
быть повреждена камера или бортовая чаоТь покрышки.
1. Цельные (глубокие) ободы. На фиг. 10, а показано
сечение мотоциклетного обода, изготовленного из стальной ленты. Этот
обод имеет кольцевые закраины, что обеспечивает при достаточно большом
диаметре необходимую
жесткость. На фиг. 10, б
показана часть обода Kronprinz.
В сечении этого обода на
одинаковом расстоянии один
от другого расположены
ребра жесткости. При такой
конструкции обеспечивается
большая надежность
крепления шины на ободе и
предотвращается соскакивание
с него шины при
уменьшении давления. Это особенно
важно для гоночных
автомобилей.
Ободы для легковых автомобилей, тракторов и других транспортных
средств имеют открытые закраины вместо замкнутых для экономичности.
На фиг. 10, в изображена закраина глубокого обода такой конструкции,
изготовленного из стальной ленты.
На фиг. 10, г дано сечение аналогичного обода, изготовленного из легкого
металла со штампованным или катаным специальным профилем.
В случае изготовления ободов из профилированного проката в наиболее
нагруженных местах обода могут быть сделаны поперечные ребра жесткости
за счет создаваемых местных утолщений металла. Однако стоимость таких
ободов несколько выше по сравнению со стоимостью ободов из
профилированной ленты. На гоночных автомобилях целесообразно для уменьшения веса
применять ободы, изготовленные из сплавов легких металлов. Уменьшение
веса при этом достигает приблизительно 50—60%. При изготовлении
ободов легковых автомобилей из гладкой стальной ленты последнюю
свертывают в цилиндрическую обечайку. Концы ленты сваривают. Полученное
цилиндрическое кольцо прокатывают на специальном стане. При этом
создается необходимый профиль. Изготовление ободов из предварительно
профилированного проката производится путем свертывания в кольцо профили-
598

рованной полосы, разрезания ее на куски определенной длины и соединения
концов в местах стыка.
2. Плоские ободы и ободы с косыми полками-
Плоские ободы разборные и состоят из двух или большего числа частей.
При разборном ободе нет необходимости в углубленном седле (как при
цельном ободе). Различают продольно-разборные и поперечно-разборные
конструкции ободов. При продольно-разборных ободах соединение частей
осуществляется в плоскости, перпендикулярной к оси колеса. Поперечно-
разборные ободы соединяются в радиальных плоскостях. Конструкции
плоских ободов, наиболее часто применяющихся в настоящее время,
состоящие из двух, трех и четырех частей, изображены на фиг. 10, д — ж. По всей
ширине посадочной части указанные
1 z ободы имеют цилиндрическую
поверхность.
Монтаж шин на разборные ободы очень
прост. После снятия разрезного замкового
кольца, изготовляемого из упругой средне-
в) 5)
Фиг. 11. Обады с коническими полками.
углеродистой стали, бортовое кольцо обода может быть легко снято. После этого на обод
надевается шина и затем в обратном порядке — бортовые и замковые кольца.
Форма профиля плоских ободов различных размеров предусмотрена D1N 7819.
Выше уже указывалось, что в последнее время для грузовых
автомобилей и другого аналогичного транспорта стали применяться плоские ободы
с полками, скошенными под углом 5° к образующей цилиндрической
поверхности обода, — так называемые ободы с коническими полками. При
накачивании шины борт покрышки плотно, с большим натяжением прижимают
к конической полке обода, чем обеспечивается устойчивость шины.
Благоприятным фактором является также увеличение ширины обода с
соответствующим изменением профиля шин. При этом увеличивается объем воздуха в шине
и сопротивление ее боковому уводу. Применение конических полок
усиливает также основание обода в наиболее напряженной зоне, а именно в месте
перехода к закраине.
Это создает возможность увеличения грузоподъемности при неизменных
размерах шин (в случае применения шин со стальным каркасом или кордом
из искусственного волокна).
На фиг 11, в изображен обод конструкции Lemmerz из четырех частей.
Обод, показанный на фиг. 11, а, состоит из двух частей: посадочной части 1 с постоянной
закраиной и съемного бортового кольца 2, образующего вторую закраину.
В собранном состоянии съемное кольцо входит в кольцевую выемку обода 3,что обеспечивает
их взаимное сцепление. Для облегчения монтажа и демонтажа шин на внутренней поверхности
съемного бортового кольца имеются два выреза.
Обод фирмы Firestone из трех частей (фиг. 11,6) состоит из основания 4, съемного
бортового кольца 5 и разрезного замкового кольца 6.
Полная номенклатура ободов с коническими полками дана в DIN 7820 и находится
в близком соответствии со стандартами США.
599

В качестве материала для ободов, в зависимости от его пластичности,
при изготовлении глубоких или плоских ободов применяется сталь с
пределом прочности на растяжение приблизительно 35—48 кг/см2.
Для замкового кольца применяется сталь с высокими упругими
свойствами и большой прочностью.
Толщина' стенок определяется размерами обода и условиями
эксплуатации. Наличие стыков в местах соединения отдельных частей плоских
ободов с коническими полками
вызывает возможность проникновения между
шиной и ободом воды и грязи.
В связи с этим необходимо
обеспечивать особенно хорошую защиту
поверхности обода путем цинкования
и покрытия лаком.
3. Сегментные попе-
ре ч н о-р азборные ободы.
Ободы этой конструкции составляются
из двух или трех сегментов. Каждый
сегмент цельный, неразборный. Чаще
всего применяются так называемые
ободы Frilexfelge (фиг. 12).
Особенностью такой конструкции
является точная подгонка
поперечных стыков сегментов одного к другому при сборке обода. Этим исключается
возможность повреждения (перетирания) борта покрышки.
Ободы такой конструкции изготовляются как плоские, так и с
коническими полками.
Фиг. 12. Поперечно-разборный обод.
Корпусы колес
К началу XX века применявшиеся первоначально колеса с деревянными
спицами были вытеснены колесами со стальными спицами. По своему
внешнему виду они были аналогичны колесам с деревянными спицами.
Фиг. 13. Колеса со стальными спицами.
На фиг, 13 изображены различные колеса со стальными спицами. В дальнейшем получили
широкое применение колеса со сплошными дисками различных модификаций: со шлицами
в диске, с выштампованными в диске спицами, тангентные и стальные литые.
1. Дисковые колеса. Диски штампуются из стального листа.
Решающее значение при выборе форм дисков имеет обеспечение необходимой
прочности. В месте закрепления и ступице диск должен иметь достаточную
жесткость и прочность. Для этого на центральной части диска,
примыкающей к ступице колеса, выштамповывается кольцевое и радиальные ребра
жесткости. Коническая форма диска обеспечивает необходимую упругость
колес, что повышает их прочность и, что особенно важно, дает возможность
600

облегчить их вес. Форма колесных дисков (фиг. 14, а — в) определяется
на основе опыта эксплуатации и сравнительных данных стендовых испытаний,
в большинстве случаев исходя из условий удобства сборки колес. Большое
значение имеют также современные требования к внешнему виду, что
относится прежде всего к легковым автомобилям. Предел прочности листового
Фиг. 14. Колесные диски:
а — сплошной; б — с кольцевыми прорезями; в — с выштампованными спицами.
проката, из которого путем глубокой вытяжки изготовляются колесные
диски, составляет в зависимости от необходимой степени деформации от 35
до 48 кг/мм2.
Колеса грузовых автомобилей имеют диски двух типов: без глубокой
штамповки (фиг. 15, а) и с глубокой штамповкой (фиг. 15, б) в зависимости
от того, для каких колес эти диски применяются.
Фиг. 15. Колеса грузового автомобиля:
а — с плоским диском; б — сдвоенные; в — расстояние между центрами ободов; s — толщина
диска колеса; в — глубина выштамповки диска; «S — внутренняя опорная плоскость диска.
Необходимость применения дисков с глубокой штамповкой для сдвоен-
ных колес определяется расстоянием между шинами, а также расстоянием
между внутренней шиной и рессорой. При этом учитывается возможность
деформации шин под нагрузкой и предотвращение соприкосновения их
боковых стенок. Должна быть также предусмотрена возможность надевания
на колеса цепей противоскольжения.
Величины расстояний между серединами шин сдвоенных колес установлены DIN 7805.
Надежное крепление обода на колесном диске осуществляется при помощи
заклепок. Иногда диск соединяется с ободом путем сварки. При этом, исходя
601

из соображений экономии материала, применяют квадратный раскрой
металла. Такие диски выполняются плоскими.
На внутризаводских транспортных средствах устанавливаются также
колеса, у которых крепление ободов к дискам осуществляется при помощи
болтовых соединений. При демонтаже таких ободов следует перед отверты-
Фиг. 16. Колесо с
проволочными спицами (тангент-
ное).
Фиг. 17. Стальное литое колесо
с поперечно-разборным ободом,
состоящим из трех частей,
системы Fischer.
ванием болтов предварительно полностью выпускать воздух из шины, в
противном случае возможно ее повреждение.
2. Спицевые (танг.ентные) колеса. Наряду с дисковыми
колесами для легковых автомобилей в ряде случаев применяли так
называемые спицевые колеса. У колес такого типа обод соединяется со ступицей
Фиг. 18. Стальные литые сдвоенные колеса, имеющие
ободы с коническими полками (система Kronprinz-
Firestone).
Фиг. 19. Тракторное колесо
с выштампованным диском
системы Kronprinz.
при помощи проволочных стальных спиц. В настоящее время спицевые
колеса применяются на мотоциклах, а также на спортивных и гоночных
автомобилях. Вследствие наклонного и крестообразного расположения
проволочных спиц последние могут воспринимать боковые и тангенциальные
усилия, передаваемые на колеса (фиг. 16).
Колеса с проволочными спицами хорошо амортизируют толчки и удары,
имеют малый вес и создают незначительное сопротивление боковому ветру.
При такой конструкции колес обеспечивается надежное охлаждение
тормозных барабанов. Недостатком спицевых колес является большая стоимость
и трудность очистки их от грязи.
602

3. Стальные литые колеса. На грузовых автомобилях
большой грузоподъемности и автобусах наряду с дисковыми колесами
применяются также колеса со стальными литыми спицами.
У таких колес обод к спицам крепится при помощи болтовых
соединений. В колесах этого типа применяется поперечно-разборный обод,
состоящий из трех частей, а также обычный продольно-разборный обод
с плоскими и коническими полками.
На фиг. 17 показано стальное литое колесо с поперечно-разборным
ободом, состоящим из трех частей, системы Fischer, а на фиг. 18 — стальное
литое колесо, имеющее обод с коническими полками, системы Kjronprinz-
Firestone.
4. Колеса, позволяющие регулировать ширину
колеи. В последнее время получили распространение (особенно для
тракторов) колеса, позволяющие изменять ширину колеи (фиг. 18).
Способы крепления колес
1. Крепление при помощи шпилек. На обычных
дисковых колесах легковых и грузовых автомобилей крепление дисков к ступице
колеса осуществляется почти исключительно при помощи шпилек с гайками.
Наиболее употребительными являются колпачные гайки (футорки), которые
служат одновременно для центровки колес относительно ступицы.
Наряду с колпачными гайками применяются также плоские (обычные)
гайки с пружинными шайбами (особенно для грузовых прицепов и
тракторов).
У колесных дисков, центрируемых при помощи гаек, размер
центрального отверстия выполняется несколько большим, чем размер ступицы колеса,
чтобы был некоторый зазор между ступицей и диском. Таким образом
устраняется возможность фиксации колеса на ступице по центральному отверстию,
предотвращается перекос шпилек и повреждение резьбы, что возможно
в случае двойкой фиксации колеса (на шпильках и на ступице) при неточном
расположении посадочных отверстий. Применение правой резьбы на
шпильках с правой стороны автомобиля и левой резьбы на шпильках левой стороны
не является обязательным, но при этом повышается надежность крепления
колеса, так как предотвращается самопроизвольное отвертывание гаек.
Существенным преимуществом при указанном способе крепления является
возможность быстрой замены колес.
При установке колес для правильного их центрирования и прочного
крепления необходимо поочередно равномерно затягивать гайки на накрест
расположенных шпильках.
Диаметр отверстий, количество болтов и форма конусных отверстий для
шпилек и гаек различны для разных типов машин.
В зависимости от типа и конструкции тормозов автомобильные фирмы
применяют колеса с различными диаметрами центральных отверстий для
крепления диска. С целью облегчить совершенствование конструкции в новом
стандарте исключены требования на крепежные размеры для колес легковых
автомобилей.
В стальных литых колесах спицы отлиты заодно со ступицей, в которой
имеются места для роликовых или шариковых подшипников. Для смены
шин на таких колесах достаточно отвернуть крепежные болты, после чего
обод с шиной может быть снят с литой центральной части колеса. Как уже
было указано, такие колеса применяются на грузовых автомобилях большой
грузоподъемности и больших автобусах. Их преимуществом являются
высокая прочность и более удобная замена шин.
2. Центральное крепление. Колеса с центральным
креплением применяются на спортивных и особенно на*гоночных автомобилях.
При этом способе крепление колес на ступицах осуществляется при помощи
барашковых или соединительных гаек. Смена колес при таком способе
крепления производится с минимальной затратой времени.
603

Как показывает практика, необходимое время для замены колес такой
конструкции составляет 25—30 сек. Надежными конструкциями колес
с креплением такого типа являются (фиг. 20):
а) колеса с проволочными спицами, с рифленой втулкой фирмы Rudge-
Withworth;
б) дисковые колеса с рифленой втулкой, имеющие штампованные диск
и втулку (фирмы Kronprinz);
Фиг. 20. Колеса с центральным креплением.
в) дисковые колеса (фирмы Kronprinz-Schuster-Konstruktion),
провертывание которых на оси колеса предотвращается специально надеваемой
на ось цапфой с двумя ведущими пальцами, вставляемыми в отверстия диска.
Колеса с проволочными спицами следует устанавливать при большом
диаметре обода. При малом диаметре обода, наоборот, лучше устанавливать
дисковые колеса.
ОБОРУДОВАНИЕ ИСПЫТАТЕЛЬНЫХ СТАНЦИЙ
Дорожные испытания ободов и шин в условиях эксплуатации являются
бесспорно самым надежным методом для выявления качества конструкции,
но они дороги и трудоемки, в связи с чем возникает необходимость в
сооружении специальных стендов для проведения статических и динамических
испытаний колес и ободов. Стендовые испытания дают результаты, весьма
близкие к тем, которые могут быть получены в дорожных условиях. Обычно
проводятся следующие испытания ободов и шин:
1. Постепенное повышение внутреннего давления в шине с одновременным
измерением величины деформации шины. Эти измерения осуществляются
в области упругих деформаций или в более широком диапазоне — вплоть
до разрыва покрышки.
2. Нагружение колеса при его вертикальной и наклонной установке
в прессе. Измерения величины деформаций проводят как в области упругих
деформаций, так и вплоть до поломки колеса (фиг. 21).
3. Длительная обкатка на испытательных стендах для колес и шин.
4. Длительная обкатка колесных дисков. Стенд для испытания колес
и шин обкаткой представляет собой обычно большой вращающийся барабан,
который воспроизводит движущуюся «дорогу». На поверхности барабана
для приближения к условиям практической работы шины может иметься
несколько металлических выступов, заменяющих собой препятствия
на дороге. На барабан опирается соответственно нагруженное колесо с
испытуемой шиной. Это испытание служит в первую очередь для определения
качества ободов и шин, но при таких испытаниях можно также проверять
604

действие на колесо касательных, вертикальных и боковых сил. Для этого
существуют испытательные стенды (фиг. 22).
Для испытания колесных дисков применяются специальные стенды
конструкции фирмы Kronprinz. Эти стенды в достаточной мере оправдали себя
Фиг. 21. Установка для испытания колес на стати- Фиг. 22. Стенд для длитель-
ческую прочность при нагрузке, действующей под ной обкатки колес и шин.
углом.
за 15 лет работы в промышленности. На этих стендах можно испытывать
колесные диски и их крепление к ободам. Колесный диск привертывают
к ободу, снабженному специальной планшайбой, и укрепляют на оси с
фланцем. При нагружении оси диск испытывает действие изгибающих усилий. За
каждый оборот планшайбы
осуществляется полный цикл изменения
нагрузки. Характер испытываемых
диском напряжений при таком
испытании в значительной мере
приближается к условиям длительной езды
автомобиля на повороте.
Величину изгибающего момента,
который должен быть приложен
к диску при испытаниях для
получения сравнительных результатов,
определяют исходя из нагрузки на
колесо, глубины штамповки диска,
радиуса качения шины и
коэффициента сцепления. Такие испытания
при малых затратах дают весьма
ценные данные для конструирования
колес. При этом имеется
возможность проверить зависимость между допустимой нагрузкой на колесо
и толщиной стенки диска, а также его формой, материалом и
необходимой обработкой.
Результаты многократных испытаний дают возможность выявить
соответствующие зависимости, которые могут быть представлены в виде кривых.
На фиг. 23 изображена кривая, построенная на основе результатов испытаний
приблизительно 30 колес одинаковой конструкции. Эта кривая
характеризует влияние величины нагрузки на число оборотов колеса (или на его
пробег) до момента разрушения.
>
Ч /
V
у
/
/
\
'л
/\*
7 Л
к/,
Л
\
ю5
10ь
Пробег
10'
10*
Фиг. 23. Зависимость пробега колеса
легкового автомобиля до разрушения от
величины нагрузки при испытаниях на стенде.
605

МОНТАЖ ОВОДОВ И ШИН И УХОД ЗА НИМИ
Срок службы ободов и шин зависит от нагрузки, давления воздуха в шине,
скорости движения, характера дороги, характера езды, времени года и
климатических условий, соответствия размеров обода размерам шины,
тщательности монтажа шин на ободы.
Решающее значение для срока службы шины и колеса имеют величина
нагрузки, давление воздуха.в шине и скорость движения. Например, если
шина грузового автомобиля размером 7,50—20" нагружается до 1500 кг
(что соответствует 125% нормальной нагрузки, согласно стандартам для
Го
160
\
\
\
\
\
\
\
\
\
2
1
\
ч
80
40
70 90 110 130 %
Нагрузка
Фиг. 24. Изменения пробега шин
в % от гарантийного в зависимости от
нагрузки (в % от нормальной):
/ — нормальный пробег; 2 — нормальная
нагрузка.
/о
100
80
60
1
§•40
10
0
s
ч
s
ч
\
ч
100 90 80 70 60 X
Давление
Фиг. 25. Зависимость величины
пробега шин (в % от гарантийного) от
давления воздуха в шине (в % от
нормального).
шин этого размера), то срок службы шины при этом соответствует всего 65%
нормальной величины гарантийного пробега (фиг. 24).
Аналогичное влияние на срок службы шин оказывает пониженное
давление воздуха в шине. Если давление воздуха в шине меньше давления, на
которое рассчитана шина, то срок службы шины также значительно сокращается
(фиг. 25). Чем меньше давление в шине, тем большую деформацию при данной
нагрузке испытывают ее боковые стенки и тем большая работа затрачивается
на эту деформацию. В результате температура шин чрезмерно повышается,
что и сказывается отрицательно на их сроке службы.
Для повышения срока службы шин необходимо проверять давление
воздуха в них при помощи специальных точных приборов. При этом не следует
избегать дополнительных расходов, так как они вполне окупаются в
результате повышения срока службы шин.
Некоторое превышение давления воздуха в шине по сравнению с
рекомендуемым может дать положительные результаты. Но это происходит лишь
при езде по хорошим дорогам с твердым покрытием.
На плохих дорогах высокое давление в шинах действует отрицательно
вследствие уменьшения эластичности шин.
Повышением давления нельзя также компенсировать увеличение
нагрузки на колеса. Если перегрузка все же неизбежна, то ее отрицательное
влияние может быть в значительной мере устранено за счет меньшей скорости
движения.
Если принять пробег (в километрах) шины при скорости 55 км/час за 100%
(фиг. 26), то при скорости 30 км/час величина пробега увеличится на 27%
и, наоборот, при скорости 80 км/час пробег шины уменьшится на 35%.
Большое влияние на срок службы шин оказывают климатические условия.
Летом, при жаркой погоде, особенно при высокой удельной нагрузке на шинц

125
115
105
25
\
35
I
>
\
\
5 55
Скорость
ч
и
\
65
>
7
У/г;
85
75
65
Фиг. 26. Влияние скорости движения на
величину пробега шин (в % от
гарантийного):
/ _ область износа шин, превышающего
нормальный; //—область неполного износа шин»
следует избегать больших скоростей движения, так как вследствие высокой
температуры поверхности дороги и внутреннего образования тепла шины
сильно нагреваются. Это, в свою очередь, приводит к повреждению
кордной ткани и преждевременному износу
шины.
Холодная погода, дождь и снег
являются благоприятными условиями
для работы шины и способствуют
повышению ее срока службы. Этим
пользуются обычно при дальних перевозках
грузов, совершая большие перегоны
ночью при прохладной погоде. Днем
в жаркую погоду машины следует
устанавливать в тени, сохраняя шины от
прямого воздействия солнечных лучей.
Весьма важно выдерживать
соответствие между типами и размерами шин
и размерами ободов.
При правильно выбранных
размерах борт шины занимает необходимое
устойчивое положение на ободе, и
монтаж шин на ободе осуществляется
без больших усилий. Это особенно
важно в случае монтажа шин на
глубокие ободы. Погнутые детали обода
перед монтажом должны быть выпрямлены или заменены. Поверхность
обода колеса должна быть очищена от ржавчины и заново покрашена.
В противном случае произойдет преждевременный износ основания
покрышки, соприкасающегося с ободом.
ЗАЩИТА ОТ СКОЛЬЖЕНИЯ
При езде по дорогам, покрытым снегом и льдом, а также на мягком грунте,
например в сельской местности или на лесоразработках, возникает
необходимость применения дополнительных средств против скольжения шин —
специальных цепей.
В основном применяются следующие конструкции цепей: лестничного
типа (с поперечными перемычками); зигзагообразные; крестообразные;
крестообразные с шипами; гусеничного типа.
Цепи того или иного типа употребляются в зависимости от состояния
дороги и назначения. Наиболее дешевой конструкцией по затратам материала
и изготовлению являются цепи с прямыми перемычками; эти цепи в
большинстве случаев в достаточной мере удовлетворяют тем требованиям, которые
к ним предъявляются. Для движения по дорогам с гладкой, покрытой льдом
поверхностью наиболее целесообразно применять цепи с крестообразными
перемычками и шипами.
Звенья цепей могут быть различной величины. Чем мельче эти звенья,
тем лучше сцепление их с ледяным покровом дороги. Это объясняется тем,
что на площади контакта с дорогой располагается большое количество
элементов в виде выступов, которые обеспечивают надежное сцепление и
устойчивость при движении автомобиля по дороге.
Кроме того, при такой конструкции цепей уменьшается величина ударной
нагрузки на беговую поверхность шины. Большое значение для сохранения
хорошего сцепления колеса с дорогой имеет возможность свободного
взаимного перемещения отдельных звеньев цепей. Этим обеспечивается
постоянное самоочищение цепей от снега, льда, грязи и в результате быстрое
восстановление их способности сцепляться с дорогой.
Цепи всех перечисленных конструкций обычно изготовляются из
специальной высококачественной стали. Рабочие звенья цепи для обеспечения
607

максимальной износоустойчивости подвергаются поверхностному
упрочнению.
Наряду со стальными цепями, применяются также резино-металлические
цепи с прямыми и крестообразными перемычками. Звенья, при помощи
которых осуществляется сцепление колеса с дорогой, изготовляются из кордной
ткани, покрытой резиной. Ткань эта может быть хлопчатобумажной или
из искусственного волокна. Цепи данного типа не обеспечивают, конечно,
такого хорошего сцепления с дорогой, как стальные цепи с мелкими звеньями,
но имеют то преимущество, что их не приходится снимать при езде по асфальту,
в то время как стальные цепи, согласно существующим правилам, при въезде
на асфальт во избежание его повреждения должны быть сняты.
В этой связи следует сказать также о применяемых в последнее время
шинах с протектором особой конструкции, предназначенным для езды
по грязи и снегу. Хотя эти шины при езде по заснеженной или покрытой
льдом дороге не могут заменить цепей, но все же они в значительной степени
устраняют скольжение при наличии тяговой и тормозящей сил. Шины
этого типа удобны при езде по дороге, частично покрытой снегом, а также
во время оттепели. Эти шины при сочетании с цепями следует применять
в случае особо высоких требований к устойчивости автомобиля.

XVIII. ШАССИ И КУЗОВ
ОБЩИЙ ОБЗОР И ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ
Автомобили предназначены для перевозки пассажиров или грузов.
В автомобиле могут быть выделены две основные части:
1. Кузов, который служит для размещения пассажиров и различных
грузов. Кузовы легковых автомобилей выполняются закрытыми,
открывающимися или полностью открытыми.
К кузовам грузовых автомобилей относятся кабины водителей,
платформы без бортов или с бортами, фургоны и другие специальные устройства
для размещения различных грузов.
Фиг. 1. Основные части автомобиля:
/ — кузов; 2 — шасси.
Фиг. 2. Основные конструктивные
элементы кузова.
2. Шасси —все те части, которые обеспечивают возможность
передвижения, соединение двигателя сведущими колесами и управление автомобилем,
а именно: двигатель, силовая передача, оси, колеса, тормоза, управление,
электрооборудование и пр.
На фиг. 1 изображены указанные выше основные части автомобиля.
На фиг. 2 показаны отдельные элементы кузова легкового автомобиля, которые должны
удовлетворять следующим основным требованиям:
пол /, идущий по всей длине автомобиля, должен быть насколько возможно ровным
и низко расположенным;
пространство 2 для ног не должно быть стеснено никакими выступающими частями,
расположенными на коробке передач;
система 3 рычагов переключения передач и тормоза должны отвечать требованиям,
предъявляемым к пространству для ног;
кузов 4 следует полностью закрыть;
нижний край 5 кузова должен быть ровным и по возможности высоко поднят над
поверхностью дороги.
В начальный период конструирования автомобилей главная работа
по совершенствованию конструкции сосредоточивалась на шасси, и кузову
(за исключением сидений) не уделялось почти никакого внимания. Однако
при достигнутом в настоящее время уровне автомобилестроения и массовом
fiOQ
39 Бюссиен

распространении автомобилей основные требования со стороны
подавляющего большинства потребителей предъявлялись к конструкции кузова.
Таким образом, значение кузова возросло, а все вопросы, относящиеся
к конструкции шасси, были в значительной степени отодвинуты на второй
план.
К основным качествам автомобиля, зависящим от конструкции шасси,
относятся: динамические и тормозные качества, наибольшая скорость,
устойчивость и приемистость автомобиля.
Между тем для многих потребителей двигатель и другие узлы шасси
автомобиля не являются предметом особенного внимания и изучения. Это
обстоятельство обусловливает определенное направление работ при создании
новых конструкций автомобилей. Обычно начинают с внутреннего устройства
кузова и кончают разработкой внешней формы автомобиля. Внешней форме
Фиг. 3. Основные признаки различ
ных типов автомобилей:
/ — кузов; 2 — шасси.
подчинены все конструктивные решения по узлам шасси, которые при этом
сами по себе продолжают оставаться* конечно, не менее важными, хотя*
недавно разработка нового типа двигателя являлась достаточным поводом
для возникновения новой модели автомобиля.
В зависимости от конструктивного выполнения шасси и кузова может быть
дана следующая классификация автомобилей:
1. Рамный автомобиль: узлы силового агрегата и ходовой
части закреплены на общей раме и образуют вместес ней отдельную
самостоятельную часть автомобиля (шасси).
2. Безрамный автомобиль: кузов жесткий, несущий,
представляет собой полностью замкнутую конструкцию. К кузову прикреплены
две основные группы узлов шасси: узлы ходовой части и силовой агрегат,
иногда вместе с главной передачей (на автомобилях с независимой подвеской,
приводом на передние колеса и двигателем, расположенным впереди,
или на автомобилях с задним приводом и двигателем, расположенным
сзади).
3. Автомобиль с несущим основанием: конструкция,
"промежуточная по отношению к двум предыдущим. У автомобилей этого
типа основание кузова соединено с рамой в один общий узел — несущий
пол, на котором закреплен кузов, в этом случае уже не представляющий
полностью замкнутой конструкции.
Основные признаки указанных трех типов автомобилей даны на фиг. 3,
а сравнительные характеристики приведены в табл. 1.
В каждом из указанных выше трех автомобилей по-разному можно
обеспечить снижение высоты пола с одновременным сохранением просвета
(клиренса), требуемого по условиям проходимости, и достаточно ровного
пола без конструктивно необходимых выступов.
Примеры автомобилей указанных трех типов показаны на фиг. 4—7.
610

Таблица 1
Сравнительная характеристика автомобилей трех типов
Тип
автомобиля
Преимущества
Недостатки
Основные образцы
Рамный
автомобиль
Безрамный
автомобиль (с
несущим
кузовом)
Автомобиль
с несущим
основанием
Наилучшая
конструкция для автомобилей,
на которых
устанавливаются кузовы
различного типа, например:
легковых автомобилей
средней и большой
вместимости, грузовых
автомобилей и
автобусов. Может быть
осуществлена полная
изоляция кузова от шасси.
На кузов воздействуют
минимальные нагрузки.
Все узлы силоеой и
ходовой части шасси
при помощи рамы
могут быть соединены в
одно целое. Это
облегчает сборку автомобиля
Достигается
наилучшее использование
материала и
минимальный вес автомобиля,
достигается
значительное снижение уровня
пола, однако
необходимы большие пороги в
нижней части дверного
проема. Кузов включает
в себя все
конструктивные элементы от крыши
до пола и обеспечивает
необходимую основу
для панелей наружной
обшивки. При такой
конструкции можно
придать кузову любую
форму
Имеет большинство
преимуществ
автомобилей указанных выше
двух типов.
Преимущества этой конструкции
особо проявляются в
случае центральной
(хребтовой) или Х-образ-
ной рамы, так как в
этом случае
обеспечивается минимальная
высота пола
Более тяжелая
конструкция, хотя по весу
и незначительно
отличающаяся от других.
Пол расположен над
рамой и поэтому более
высок, чем в
автомобилях двух других типов.
Передние крылья в
большинстве случаев
жестко связаны с шасси,
вследствие чего имеется
возможность их
перемещения относительно
кузова, который не
закрепляется жестко на раме
Требуются большие
производственные
возможности
Не имеет
недостатков, которые
свойственны указанным выше
обоим предыдущим
типам
Все автомобили фирмы
Daimler — Benz (за
исключением модели S 300);
легковые автомобили
США; все грузовые
автомобили с бортовыми
платформами и автобусы
Citroen (с 1934 г.),
Opel (с 1935 г.), Нагю-
mag (с 1939 г.). Nash,
Willys, Hudson и
различные легковые
автомобили малой и средней
вместимости, автобусы
Ford NWF
Volkswagen, Adler2,5,
Steyr Type 100 и 220,
Borgward — Hansa 1500,
Mercedes — Benz S300
При проектировании современных автомобилей принято брать
конструкцию кузова за основу при размещении других узлов автомобиля. При этом
важную роль играет пол кузова, который должен быть достаточно низким,
по возможности ровным.
Вопрос о высоте пола и нижней части дверного проема решается обычна
в зависимости от выбора одной из трех указанных конструкций кузова.
При этом в случае применения конструкции с центральной (хребтовой)
39* 611

'
Фиг. 4. Шасси автомобиля рамной конструкции Mercedes-Benz 170S.
Фиг. 5. Автомобиль безрамной конструкции Peugeot 203.
Фиг. 6. Шасси автомобиля с несущим основанием Volkswagen.
Ь12

рамой высота пола, а следовательно, и порога может быть снижена за счет
устройства в средней части пола специального выступа для размещения
рамы. При этом на верхней поверхности пола образуется соответствующее
возвышение.
Наиболее распространены рамные автомобили.
Основы конструктивных элементов у легковых автомобилей большой
вместимости, у всех грузовых машин и автобусов сохранились еще со времени
первого периода развития автомобилестроения, с тех пор как после первых
опытов отказались от конструирования автомобилей на основе конных
экипажей.
I
Фиг. 7. Автомобиль Volkswagen с несущим основанием
(вид снизу).
Условия для развития безрамных автомобилей были созданы только
с момента появления цельнометаллических кузовов и распространения
массового производства в автомобилестроении.
Фактором, определившим направление развития безрамной конструкции,
явилось, бесспорно, современное самолетостроение, оказавшее влияние
на автомобилестроение в связи с общей задачей уменьшения веса.
У обычных рамных автомобилей наряду с продольными балками и
поперечинами рамы имеются соответствующие продольные и поперечные элементы
кузова.
При объединении этих конструктивных элементов кузова и рамы на
автомобилях с несущим кузовом достигается лучшее использование металла,
чем обеспечивается большая прочность или уменьшение веса. Но
возможная экономия веса во всех случаях составляет только часть веса рамы, так
как несущие кузовы должны быть более жесткими и, следовательно, более
тяжелыми по сравнению с кузовами рамных автомобилей, не рассчитанными
на то, чтобы воспринимать и выдерживать нагрузки, которые воспринимает
в этих случаях рама. В тех местах несущего кузова, где в результате
воздействия отдельных агрегатов шасси создаются большие местные
напряжения, приходится специально усиливать его конструкцию.
У б^рамных автомобилей на кузове, выполняющем функции рамы,
закреплены, помимо прочих агрегатов, двигатель и передняя подвеска.
Для этого в передней части кузова имеются специальные короткие
лонжероны, составляющие одно целое с общим каркасом несущего кузова.
Проведенные тщательные расчеты показывают, что уменьшение общего
веса автомобиля вследствие применения несущего кузова составляет
613

приблизительно 5%. Возможность дополнительного уменьшения веса сверх
указанного значения в результате применения безрамной конструкции весьма
ограничена. Хотя и имеются многочисленные примеры большой экономии
веса, они не показательны, так как являются результатом не только
применения безрамной конструкции, но и усовершенствования других
конструктивных узлов.
Все же безрамная конструкция для легковых автомобилей средней и малой
вместимости массового выпуска имеет самые широкие перспективы.
л дУ
Фиг. 8. Поперечное сечение и высота пола различных автомобилей:
а — Ford 8; б — Hudson, в — Auto-Union F89D; г — Volkswagen; д — Mercedes-Benz 170S; t —
автомобиля с хребтовой рамой и несущим основанием (оптимальное решение).
Со времени выпуска моделей фирмы Volkswagen все большей
популярностью пользуется конструкция автомобиля с несущим основанием.
Объясняется это тем, что в автомобиле такой конструкции удачно сочетаются
преимущества и отсутствуют почти все недостатки автомобилей двух других
конструкций. В сочетании с усилением в центральной части автомобиль,
имеющий шасси такого типа, является конструктивно весьма удачным,
технически совершенным и прогрессивным.
На фиг. 8 изображены поперечные сечения и даны размеры высоты пола,
а также высоты рамы для некоторых рамных автомобилей.
ВЛИЯНИЕ ДОРОГИ
Обычный двухосный автомобиль опирается на поверхность дороги
в четырех точках. Автомобиль находится в движении или неподвижном
состоянии, возникают различные условия взаимодействия его с дорогой.
В соответствии с этим автомобиль можно рассматривать или как чисто
статическую, или полностью динамическую систему. В зависимости от скорости
614

движения кузов автомобиля в большей или меньшей мере следует всем тем
отклонениям от гладкой поверхности, которые имеет дорога. При наличии
неровностей на поверхности дороги изменяются нагрузки, действующие
на отдельные колеса. При наезде одного из колес на препятствие
дополнительная нагрузка, воспринимаемая этим колесом, передается одновременно
на другое колесо, расположенное по диагонали. Этим обусловливается
возникновение скручивающих усилий1 в раме или кузове автомобиля (в
зависимости от его конструкции) относительно его продольной оси.
Величина скручивающих усилий, действующих на автомобиль в связи
с наличием неровностей на поверхности дороги, определяется величиной этих
неровностей. При этом имеют значение только те неровности, на которые могут
одновременно наехать два колеса, расположенных по диагонали.
Действие указанных скручивающих усилий вызывает деформацию шин,
рессор, а также кузова автомобиля.
Деформация кузова приводит к сдвигам его отдельных частей, что
вызывает, в свою очередь, шум и заклинивание дверей, которые препятствуют
свободному открыванию дверей. Кроме того, деформация кузова может
нарушить его жесткость и привести к возникновению недопустимых вибраций,
перегрузке рессор и шин, а также нарушению устойчивости и тормозных
качеств автомобиля.
Напряжениям, которые возникают в кузове автомобиля, прежде вообще
не придавалось никакого значения. Правда, еще в 1924 г. на автомобиле
Tatra была применена центральная трубчатая рама, в результате чего
значительно уменьшилось напряжение в кузове. Только в 1931 г. наиболее
известными конструкторами автомобильной промышленности США было
установлено, что в большинстве случаев повреждения и ненормальные
условия работы кузова (образование шумов, нарушение жесткости и разрывы
наружных панелей) вызываются недостаточной жесткостью рамы, которая
поэтому должна быть более тяжелой и прочной.
Автомобильные рамы прежних выпусков почти всегда выполнялись
с двумя лонжеронами швеллерного профиля. Соединение лонжеронов между
собой осуществлялось при помощи нескольких одинаковых поперечин.
Толщина листовой стали 2,5—4,0 мм для лонжеронов и поперечин легковых
автомобилей выбиралась из соображений минимального веса. Но такие
рамы имели недостаточную жесткость при скручивании.
Сопротивление рамы скручиванию существенно увеличивается в
результате жесткого крепления двигателя. Немалое влияние в этом отношении
оказывает также кузов, в свою очередь, увеличивающий общую жесткость
автомобиля. Сказанное выше иллюстрируется данными соответствующих
испытаний, проведенных в свое время на трех различных американских
легковых автомобилях.
В табл. 2 даны значения скручивающих моментов, действующих на раму
и обусловливающих на всей ее длине и на ширине 1 м деформацию 1 см
(это соответствует углу закручивания рамы приблизительно 36').
Таблица 2
Скручивающие моменты в кгм, действующие на раму
Рама
Без укрепленных на ней узлов ,
С дополнительно укрепленным на
С дополнительно смонтированным
ней двигателем
на ней кузовом
Итого . . . .
А
4,24
12,70
29,00
45,94
Испытываемые
В
11,30
56,40
60,80
128,50
автомобили
С
34,00
10,60
37,50
82,10
615

Из отдельных сведений, относящихся к этим исследованиям, заслуживают внимания
следующие. Рамы автомобилей Л и В конструктивно различаются незначительно. Повышенное
в 2,6 раза сопротивление крутящему моменту у рамы автомобиля В по сравнению с рамой
автомобиля Л обусловлено незначительно большей толщиной листа, из которого изготовлена рама.
Рама автомобиля С имела две трубчатые поперечины. Двигатели на автомобилях Л и С
укреплены на раме при помощи вспомогательных продольных лонжеронов. В отличие от этого
двигатель на автомобиле В закреплен на раме при помощи четырех лап, являющихся частью
одной общей отливки с картером.
Конструкцию автомобилей, при которой увеличение сопротивления рамы
скручиванию достигалось за счет жесткого крепления на ней двигателя,
вскоре перестали применять. Это было связано с изменением способа
подвески двигателя, а именно замены крепления двигателя в четырех точках
креплением его в трех точках, при котором исключается возможность
передачи от рамы на блок цилиндров и картер двигателя крутящих моментов.
Общепризнанная плавающая подвеска двигателя на раме, введенная фирмой
Crysler в 1929 г., исключает всякую возможность усиления рамы за счет
двигателя.
Одновременно с этим были приняты необходимые меры для увеличения
жесткости рамы. Для этого были введены Х-образные и К-образные
поперечины. Кроме того, наиболее нагруженные места лонжеронов в отношении
сопротивления их скручивающим моментам были усилены накладками,
создающими очень жесткое коробчатое сечение. Большинство рам легковых
автомобилей в США, изготовляемых на специализированных заводах, и до
настоящего времени имеют описанную выше конструкцию; разница состоит
только в том, что соединение отдельных элементов рамы при помощи заклепок
в большинстве случаев заменено сваркой, и взамен прямолинейных рам
делают пространственные, с изогнутыми лонжеронами. При этом форма
лонжеронов все в большей мере соответствует внешним очертаниям
кузова.
Тщательный анализ напряжений, действующих в автомобильной раме,
позволил найти для ее конструирования теоретически обоснованные
решения. Прямоугольные или трапециевидные рамы в результате применения
трубчатых поперечин приобретают высокое сопротивление скручиванию.
Рамы такого типа имеют максимальную жесткость при скручивании, каиболее
просты с точки зрения применяемых для их изготовления материалов и имеют
меньшую стоимость по сравнению с аналогичными рамами с К-образными
и Х-образными поперечинами. Для сварных рам данного типа лучше
применять трубчатые поперечины.
Величина жесткости при скручивании в этой конструкции практически
может увеличиваться почти неограниченно и достигает у автобусных рам
50 000 кгм.
На автомобиле Tatra в 1924 г. была введена центральная трубчатая рама.
С тех пор рама этого типа получила широкое распространение. В настоящее
время автомобили с такой рамой выпускаются многими фирмами. Однако общая
жесткость автомобилей с этой рамой при действии скручивающих моментов
невелика. Объясняется это отсутствием на центральной трубчатой раме
соответствующих мест для крепления кузова.
Самостоятельную конструктивную группу образуют Х-образные рамы,
которые по сравнению с прямоугольными рамами имеют более высокую
жесткость при скручивании. Так, например, согласно данным испытаний
прочность на скручивание одной из таких рам оказалась по сравнению с
обычной выше в 305 раз.
Прямоугольные рамы с трубчатыми поперечинами также могут иметь
такое же высокое сопротивление при скручивании, как и Х-образные рамы,
однако последние при равных показателях жесткости получаются более
легкими. В 1934 г. рама такого типа была применена на автомобилях Fiat
1500 и Mercedes 170 V. Раму автомобиля Mercedes можно считать прототипом
рам всех выпускаемых до настоящего времени данной фирмой легковых
автомобилей.
616

В дальнейшем начали применять подобную раму, например для
автомобиля Hansa 1500. Новейшим достижением в этой области является
крестообразная рама английского автомобиля Lagonda выпуска 1952 г. Рамы
такого типа получили самое широкое распространение для легковых
автомобилей средней и большой вместимости.
Применение плавающей подвески двигателя обусловило необходимость
применения вместо обычной центральной рамы так называемой вильчатой
рамы. При такой конструкции рамы двигатель, опирающийся на
амортизирующие подушки, размещается внутри развилки, образованной
раздвоенным концом центрального лонжерона рамы. Такая рама может иметь
достаточно высокое сопротивление скручиванию только при ее удачном
исполнении. В этом отношении многие конструкции являлись совершенно
неудовлетворительными.
Дальнейшее повышение жесткости всего корпуса автомобиля может быть
достигнуто за счет перехода от плоской к пространственной конструкции рамы
и частичной передачи действующих на автомобиль усилий на внешние
панели кузова.
Но преимущества такой конструкции полностью сохраняются лишь
в том случае, если рама имеет переменный профиль, соответствующий
действующим в каждом его сечении усилиям, а также при отсутствии во внешних
панелях кузова автомобиля проемов, уменьшающих жесткость. Однако такие
проемы необходимо оставлять для дверей, в связи с чем безрамные автомобили
с несущим бескаркасным кузовом не всегда обладают достаточно высокой
жесткостью при скручивании. При наличии каркасного кузова соединенные
сваркой элементы каркаса образуют как бы пространственную ферму с
достаточно высокой жесткостью. Эти свойства каркасного кузова обычно
используются при конструировании безрамных автомобилей. Но при этом
значительного повышения величины жесткости кузова достигнуть все же не удается,
так как приходится оставлять большие проемы для дверей. Кроме того,
сечения элементов каркаса и толщина панелей в целях достижения малога
веса не должны быть большими. Во всяком случае несущий кузов, хотя
и не является идеальным, все более широко применяется для закрытых
легковых автомобилей малой и средней вместимости.
В некоторых случаях для автомобилей специального назначения,
особенно при их работе на дорогах без твердого покрытия, малое сопротивление
скручивающему моменту относительно продольной оси может явиться и
положительным качеством. Рамы с малой жесткостью при скручивании
применяются на грузовых автомобилях с обычным кузовом (платформа с бортами)
большого размера. Такие рамы используются, например, на грузовом
автомобиле Mercedes 3500 и на новой модели грузового автомобиля Opel
грузоподъемностью 1% га.
Большое значение для уменьшения величины скручивающих моментов,
действующих на раму при движении по неровной дороге, имеет
конструкция подвески колес. Тенденция увеличивать мягкость подвески для
уменьшения частоты колебаний рамы (на современных автомобилях США число
колебаний рессор доведено до 60 в минуту) способствует также уменьшению
скручивающих моментов, действующих на раму. Однако одновременно с этим
происходит уменьшение величины стабилизирующих моментов, что
отрицательно сказывается на скорости при движении на поворотах. В этом
отношении совершенно новые условия создакы в результате применения балан-
сирных качающихся осей и различных систем независимой подвески, в
конструкции которых еще до настоящего времени не найдено оптимального
решения.
Конструкции шасси современных автомобилей развиваются в следующих
направлениях: с одной стороны, стремятся к значительному увеличению
жесткости рамы и кузова, а с другой стороны, возникла идея о создании
уравнительной подвески, при работе которой кузов автомобиля испытывал бы
минимальные напряжения при перекосе колес. Но сама по себе уравнитель-
617

Фиг. 9. Возникновение скручи- Фиг. 10. Смещение дверей, возникающее в результате
вающего момента. перекоса рамы (точка А поднята на 50 мм).
Фиг. 11. Смещение капота двигателя
при перекосе рамы:
/ — передний щиток; 2 — радиатор.
Фиг. 12. Схема уравнительной подвески:
/ — упругие элементы.
618

ная подвеска не может работать без упругих элементов. Она выполняет
только часть функций рессорных элементов, чем уменьшает величину
толчков, передаваемых кузову при переезде через препятствия.
У современных автомобилей функции, выполняемые рессорными
элементами, еще более ограничиваются в связи с тем, что задача гашения колебаний
рамы и кузова, осуществлявшаяся ранее за счет трения между листами
рессоры, выполняется теперь специальными приборами — амортизаторами,
Фиг. 13. Схема действия балансирной подвески
трехосного автомобиля.
которые вводятся с этой целью в систему подвески. Такие амортизаторы
имеются у всех современных автомобилей. С их наличием связано также
все большее распространение спиральных пружин, которые не могут
поглощать колебания. Эту задачу в таком случае целиком выполняют
амортизаторы.
□
Фиг. 14. Схема действия балансирной подвески.
Конструкции уравнительных подвесок, освобождающих кузовы
автомобиля от перекосов, нашли применение в трехосных грузовых автомобилях.
На фиг. 9 схематически показано возникновение скручивающих усилий при движении
автомобиля по неровной дороге. Возникающее при этом смещение дверей показано на фиг. 10-
На фиг. 11 изображено вызванное той же причиной смещение капота двигателя.
На фиг. 12 дана схема уравнительной подвески, при которой не происходит перекосов
кузова во время движения автомобиля по неровной дороге. Для наглядности изображен случай,
при котором отсутствие перекосов кузова достигается механическими средствами, тогда как
на практике обычно лучший результат достигается при помощи введения в подвеску
гидравлических элементов.
На фиг. 13 дана схема применяющейся в трехосном автомобиле уравнительной
балансирной подвески, а на фиг. 14—схема такой же подвески для железнодорожного вагона.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ РАМ
Применяемые конструкции автомобильных рам могут быть подразделены
на следующие три типа: лонжеронные рамы — прямоугольные или
трапециевидные (фиг. 15, а)\ центральные (хребтовые) рамы (фиг. 15, б); Х-образ-
ные и вилочные (фиг. 15, в).
Лонжеронные рамы (прямоугольные или
трапециевидные). Рамы этого типа являются все еще самыми
распространенными, а для грузовых автомобилей и автобусов почти единственными.
619

Выбор параметров этих рам осуществляется на основе приближенных
расчетных данных. При этом выбирают основную конструкцию рамы и
рассчитывают сечения. Однако всегда рекомендуется перед началом серийного
производства проверить на моделях жесткости при скручивании и определить
величины деформаций в наиболее характерных сечениях. Модель рамы
должна быть изготовлена в масштабе не менее чем 1:5.
При проектировании нужно учитывать следующее:
а) При перекосах рамы в лонжеронах и поперечинах появляются
преимущественно напряжения от скручивания. При этом усилия, приложенные
й к раме, распределяются между
ее отдельными конструктивными
элементами пропорционально
величинам их полярных
моментов Jp, разделенных на длину
данного элемента. Величина
угла закручивания обратно
пропорциональна длине
конструктивного элемента.
б) Поперечины вследствие их
небольшой длины
воспринимают основную часть нагрузки,
прикладываемой к раме при ее
перекосе. Отсюда следует, что
все поперечины должны быть
достаточно жесткими при
скручивании, в связи с чем
наиболее приемлемыми для
поперечин являются замкнутые
профили.
в) Из-за большой длины
лонжеронов по сравнению с по-
обеспечения жесткости при скручи-
является создание попереч-
Фиг. 15. Автомобильные рамы.
перечинами значение лонжеронов для
вании очень мало. Их основным назначением
ной жесткости рамы. Этому требованию удовлетворяют лонжероны с
высоким профилем, открытым или в особенности закрытым.
г) Весьма большое значение для жесткости при скручивании имеет ширина
рамы. У узких рам она больше, чем у широких.
д) Трапециевидные рамы имеют несколько большее сопротивление на
скручивание по сравнению с прямоугольными рамами, имеющими по всей длине
одинаковую ширину.
е) Конструирование рам с малой жесткостью при скручивании,
используемых для специальных целей, ведется с учетом положений, изложенных
выше, но решение поставленной при этом задачи осуществляется за счет
средств, противоположных тем, которые применяют при создании рам
жесткой конструкции. При этом для продольных лонжеронов применяют
только открытые профили.
Данные, приведенные в табл. 3, показывают, что различные профили лонжеронов с равной
длиной периметра поперечного сечения имеют весьма различные сопротивления изгибу и
скручиванию.
На фиг. 16 показаны сравнительные данные жесткости при скручивании, полученные
в результате испытания 36 прямоугольных и трапециевидных рам, Все рамы изготовлены равной
длины и ширины (для ^трапециевидных рам соответственно с одинаковой средней шириной).
Количество лонжеронов и поперечин у сравниваемых рам показано на схемах.
На фиг. 17 приведены данные увеличения жесткости рам при скручивании с уменьшением
ширины рамы (получены в результате испытаний).
Момент сопротивления скручиванию рам серийного производства с
поперечинами открытого профиля колеблется от 10 до 200 кгм\ этому моменту
соответствует угол закручивания рамы на всей ее длине приблизительно
36' и смещение от исходной плоскости закручиваемого конца рамы на 1 см
620

Таблица 3
Сравнительные данные по трем профилям с равной площадью поперечного сечения в °/0
Профиль
[
D
О
F
100
100
100
J
100
81
76
w
100
82
79
jp
0,5
32
100
wp
4
50
100
на каждый метр длины. Нижний предел момента сопротивления
скручиванию для автомобилей нормального типа ни в какой мере не может
удовлетворить требованиям жесткости, предъявляемым к ним по условиям
их работы. Однако и верхний предел также недостаточен для обеспечения
сохранности кузова в условиях длительной эксплуатации.
Жесткость при скручивании может быть значительно повышена, если
применить трубчатые поперечины. При этом момент сопротивления
скручиванию может достигать 10 000 кгм.
На фиг. 18 изображено шасси автобуса фирмы Austro-Fiat выпуска 1937 г. с
прямоугольной рамой, имеющей четыре трубчатые поперечины. Рама имеет исключительно высокую
жесткость относительно скручивания.
На фиг. 19 приведены данные по раме грузового автомобиля с достаточно высоким
моментом сопротивления скручиванию, равным 541 кгм, а на фиг. 20 — по опытному образцу рамы
автобуса с моментом сопротивления скручиванию, превышающим 8000 кгм (рама этой
конструкции была изготовлена только для экспериментальных целей).
Рамы с малой жесткостью при скручивании, предназначенные для
специальных целей, имеют момент сопротивления скручиванию до 4—5 кгм.
На фиг, 21 имеются данные по раме прицепа грузоподъемностью 5 т, предназначенного
для движения по грунтовым дорогам и не имеющего рессорной подвески. Значения момента
сопротивления скручиванию, в зависимости от положения сечения для аналогичной рамы,
были показаны на фиг. 17.
На фиг. 22 представлены данные по основным параметрам рамы с малой жесткостью при
скручивании для грузового автомобиля Mercedes-Benz L 3500. Момент сопротивления
скручиванию этой рамы равен всего 8,8 кгм, что вследствие ее специального назначения при малой
ширине является вполне удовлетворительным. Поперечины 5 и 6 приклепаны, а поперечины
2—5 пропущены через лонжероны и приварены (см. фиг. 30). На фиг. 23 показан общий вид этой
рамы.
Прогиб лонжеронов от вертикальной нагрузки у легковых автомобилей
в большинстве случаев весьма незначителен. Однако у рам грузовых
автомобилей ввиду больших нагрузок этот прогиб может быть достаточно
большим. При этом в основном деформацию рамы вызывают растягивающие
напряжения, создающиеся в крайних волокнах профиля лонжеронов.
Расчетным путем величины этих напряжений определить не удается потому, что
часть нагрузки воспринимается кузовом. С другой стороны, при движении
автомобиля, на раму, помимо статической, действуют также ударные
динамические нагрузки.
621

Фиг. 16. Сравнительные
данные жесткости при
скручивании 36 рам при равном весе.
Ра

прямоугольные
сш
о
1—1
1—j
с
1
£
1 1
1 1
1
1 1
100
10
0
I
1
I
1
0 !
о
\
\
\
\
\
\
V
\
\
\
i
i
i
\
У;
2
\
N
\
1
Рит. 17. Увели
ивления скруч
НИИ Ш1
— момент в кгм
ие 1 см на 1 м
ние, отнесенно
i
чеь
ивг
ipp
ши
е н
ч
\
1
-100%
-100%
\2000qmm
1
1ие момента со
шию при умен]
1ны рамы:
юздающий скруч
рины; 2 — скруч
а 1 кг веса рамь
про-
ьше-
ива-
ива-
МЫ
трапе
Hi
сгл
Ш
г—I
циебид
ые
CLJ
I
т
1
13Оъ
25\
1?о\
15 |
1101
95»
!
1
Г*
ь -
f
/
1
-^
——;
1———<
^ -*"
1 ^
. с С
Профили
Щ
т
г
1!
м
г
3-
i
1
1М J[i
4-\
111
■ ■■- . :■ /,.■■.■■■ ■■:■ ■■■■.:..■:.■ ::
' :., . ■■■.:
Фиг. 18. Шасси автобуса с четырьмя
трубчатыми поперечинами.
622

Е
1015-
JL
-1600-
1
-6365-
О Х=0Л9 Ьт=87,0 Ь£ =
Лонжероны
Попере чины
-70
-1-
-г-
-5 -
Фиг. 19. Рама грузового автомобиля Fiat 632N, выпуск 1934 г.
-<
ьоо
г\
1
J
ч
[г ■
3
— 5000
4
5
п
_ >
7
к=10,0
Н°=1см
Лонжерон
Поперечины
-1-
и
100mm
96 mm
-2-
120mm
108mm
-3-
120mm
W8mm
120mm
108 mm
-5- -ff«7-
120mm
108mm
120mm
108 mm
Фиг. 20. Опытная рама шасси автобуса с высоким
сопротивлением на скручивание.
623

U800
Лонжерон
Поперечина
-pi
jff
60
Фиг. 21. Рама прицепа для сельского хозяйства
грузоподъемностью 5 т с очень малой величиной сопротивления на
скручивание (без рессорной подвески), выпуск 1935 г., Австрия.
J
5895
5 6
ТТ
Лонжерон
Поперечина
60
-2-
Ism
к»
6-
Фиг. 22. Рама грузового автомобиля фирмы Mercedes-Benz 3500
(с малой величиной сопротивления на скручивание).
Ь24

Практически раму можно считать достаточно прочной в том случае, если
численное значение удельного прогиба, определяемое из выражения Jx: /?3*,
не менее 12 см. R — база автомобиля в ж, Jx — суммарный момент инерции
поперечного сечения всех элементов рамы, сопротивляющихся действию
изгибающих моментов, в средней точке рамы между осями автомобиля в см1.
Например, для автомобиля Mercedes-Benz L 3500 удельный прогиб равен
37 см (фиг. 22 и 23).
Фиг. 23. Общий вид рамы автомобиля Mercedes-Benz L3500.
На фиг. 24 приведены примерные расчетные изгибающие усилия, действующие на
лонжероны грузового автомобиля.
Автомобильные рамы работают при высоких нагрузках, поэтому их
конструирование и изготовление должны осуществляться особенно тщательно.
Лист, из которого (путем горячей или холодной штамповки) изготовляются
Фиг. 24. Расчетные изгибающие усилия, действующие на раму
грузового автомобиля грузоподъемностью 4 т {а — полюсное
расстояние; Ръ Р2 — силы, действующие на лонжерон; М —
изгибающие моменты; Мтах = 990 кгм).
лонжероны и поперечины с открытым профилем сечения, представляет собой
обычно углеродистую сталь с пределом прочности, равным 50—80 кг/мм'2,
и должен иметь мелкозернистую структуру. Для этого иногда производится
* Выражение Jx : R3 представляет собой относительную величину прогиба
нагруженного элемента рамы (продольной балки или поперечины) при моменте инерции Jx в
середине нагруженного элемента и длине пролета R. Если величина Jх дана в еж4, a R — в м,
то Jx : R3 представляет собой прогиб в см в средней точке балки на каждые 100 кг нагрузки.
40 Бюссиен х 625

термическая обработка. Кромки профиля лонжеронов во избежание
деформаций должны быть ровными, гладко обрезанными, без рисок и заусенцев.
Отклонения лонжеронов от прямолинейной формы в вертикальной
и горизонтальной плоскостях, например выгибы над передней и задней осями,
приводят к значительному снижению прочности рамы. Поэтому для усиления
рамы в ослабленных местах ставят специальные накладки и надежно
соединяют их с рамой.
На фиг. 25 изображен изогнутый участок рамы и показана его деформация под действием
изгибающих усилий, а также дан способ усиления рамы при помощи накладок в местах
наибольшей деформации.
Большое значение для прочности рамы имеет надежность крепления
поперечин к лонжеронам. Поперечины работают обычно в условиях больших
нагрузок на пределе
жесткости при скручивании.
В связи с этим должны быть
приняты меры против
возникновения местных
концентраций напряжения,
которые могут вызвать
разрушение поперечин. Поэтому
следует считать
принципиально неправильным
соединение поперечин с
лонжеронами путем приварки
Зона растяжения
Фиг. 25. Деформация изогнутого участка рамы под их В торец. Для прочности
действием изгибающих усилий. соединения переход от
поперечины к лонжеронам должен
осуществляться при помощи фланцев, которые воспринимают на себя
нагрузку, передаваемую от поперечины. При правильном способе
присоединения поперечин к лонжеронам устраняются местные ослабления. Ранее
распространенное соединение отдельных элементов рамы между собой при
помощи заклепок теперь заменяют сваркой, которая более надежна и
эффективна.
На фиг. 26—30 изображены наиболее надежные способы крепления поперечин с
лонжеронами.
В практике автомобилестроения все еще имеются отдельные случаи, когда
рамы целиком делают из труб. Такие рамы особенно оправдывают себя
на спортивных и гоночных автомобилях малых размеров (например,
гоночном автомобиле Auto — Union). Подобные рамы применялись раньше и
применяются в настоящее время на английских автомобилях, а также на
автомобиле BMW.
Трубы овального профиля для лонжеронов рам этого типа целесообразнее,
чем трубы круглого профиля. Соединение отдельных элементов рам такой
конструкции должно осуществляться только при помощи сварки.
При замкнутом профиле лонжеронов отпадает необходимость делать
их (по соображениям прочности) по возможности прямыми. В этом случае
форма легковых автомобилей может быть приведена в соответствие с любыми
наружными очертаниями кузова. В сочетании с Х-образными поперечинами
такие лонжероны применяются для рам новейших американских легковых
автомобилей. Х-образные поперечины значительно повышают жесткость
рамы при условии, что их собственная жесткость в точке скрещивания,
несмотря на проходящий через нее карданный вал, не меняется, а также если
обеспечивается надежное соединение поперечин с лонжеронами.
Если прямоугольные и трапециевидные рамы применяются только для
рамных автомобилей, то рама указанной выше конструкции, очертания
которой совпадают с очертаниями кузова, с большим успехом используется для
626

Фиг. 26. Способы крепления поперечин к лонжеронам при
помощи заклепок.
|
Фиг. 27. Крепление к лонжеронам трубчатых поперечин.
Фиг. 28. Способы крепления поперечин к лонжеронам при
помощи сварки.
40*
627

автомобилей с несущим полом. Рамы такого типа установлены на легковых
автомобилях Steyr 100, 120, 220 и Adler (2,5 л).
Центральные рамы (хребтовые). Эти рамы, с тех пор
как они были применены на автомобиле Tatra, постепенно получили
значительное распространение, особенно в легковых автомобилях малой и средней
вместимости. В случае трубчатой рамы или рамы замкнутого профиля
жесткость при скручивании получается достаточно большой. Достигается особенно
низкое расположение пола кузова, а порог в нижней части дверного проема
имеет малую высоту.
У легковых автомобилей двигатель со сцеплением и коробкой передач
в сборе не крепится жестко на раме, а подвешивается свободно в развилке
рамы. Для крепления кузова на центральной раме устанавливаются
специальные поперечины. Лучшие результаты при этой конструкции рамы получаются
в случае применения несущего основания. Такая конструкция применена
на автомобиле Volkswagen.
На фиг. 31 показана трубчатая центральная рама новой конструкции с развилкой в
передней части (грузовой автомобиль малой грузоподъемности Gutbrod).
Х-о б р а з н ы е рамы. Рамы этой конструкции целесообразно
применять для легковых рамных автомобилей большой вместимости, а также
легковых автомобилей с несущим основанием. Такую раму имеет легковой
автомобиль Mercedes 300.
Особенно хорошо рама такого типа воспринимает внешние динамические
усилия.
В то время как эти рамы по величине удельного прогиба имеют
одинаковые показатели с прямоугольными рамами, значения момента сопротивления
скручиванию могут при Х-образной раме достигать 10 000 кгм, а равные
по весу лучшие конструкции прямоугольных рам имеют только 1/5
указанного значения.
В табл. 4 приведены сравнительные данные жесткости при скручивании для
прямоугольных и Х-образных рам, полученные в результате испытания моделей.
На фиг. 32 изображена Х-образная рама автомобиля Mercedes-Benz 170 S. Такие рамы
применяются фирмой с 1935 г.
На фиг. 33 показана Х-образная рама, имеющая несущее основание.
Таблица 4
Сравнительные данные жесткости при скручивании для прямоугольных и Х-образных рам
Профиль
D
0
!
"Б
Соотношение
размеров
h = 2b
h = 4b
1 : 1,1
1 : 0,93
1:2,7
1 :8,8
Профиль
я
Соотношение
размеров
h = 26
s = 4sh
h = 2b
s = i/10A
h = 2b
S-V12A
h = 2b
s = VieA
h = 2b
s = l/20h
mq:mx
1 :43
1 :76
1 : 116
1:214
1 :305
628

Фиг. 29. Крепление
поперечины рамы с малой
жесткостью на
скручивание Mercedes-Benz L 3500.
Фиг. 30. Цельносварная рама грузового автомобиля Opel-Blitz 3 m.
г^Жу' 1
1 1
■
L. '
m
1 1
1 1 ^
I
i
1
Фиг. 31. Центральная рама грузового автомобиля Gutbrod.
629

Фиг. 32. X-образная рама автомобиля Mercedes-Benz 170.
Фиг. 33. X-образная рама, объединенная с несущим основанием
(автомобиль Hansa 1500).
630

АВТОМОБИЛИ С НЕСУЩИМИ КУЗОВАМИ
Фирмой Lancia в 1920 г. создан автомобиль LAMDA, у которого
лонжероны и боковые стенки открытого кузова составляют одно целое. Соединение
их между собой осуществлено при помощи нескольких поперечин,
одновременно служащих основаниями сидений и поперечными стенками кузова.
Очертания кузова в горизонтальном сечении соответствуют
распространенной в то время малой ширине рамы. Поэтому кузов автомобиля имеет очень
небольшую ширину. Фирма Citroen начала серийное производство
безрамных автомобилей с 1934 г. и продолжает до настоящего времени выпускать
автомобили такого типа.
Наиболее широкое применение несущих кузовов возможно для легковых
автомобилей малой и средней вместимости. В основном применяют стальные
или изготовленные из легкого металла замкнутые конструкции,
воспринимающие все внешние усилия, в том числе и скручивающие.
У грузовых автомобилей с рамами, имеющими малую жесткость при
скручивании, кабины водителей должны удовлетворять тем же основным
требованиям, что и кузовы легковых автомобилей.
Для того чтобы кабины предохранить от деформаций при перекосах
рамы, их крепят в трех точках на мягких подкладках.
Безрамные автомобили (фиг. 34—42) с цельностальным кузовом легче nq
сравнению с рамной конструкцией примерно на 4—5°/0 от общего веса
автомобиля. Для автомобилей среднего класса это составляет 50—70 кг.
Жесткость при скручивании у автомобилей с несущим кузовом несколько выше,
чем у обычных рамных автомобилей. Однако безрамные автомобили в этом
отношении уступают тем рамным автомобилям, у которых рамы имеют
повышенные значения жесткости при скручивании. Сказанное выше
справедливо только для автомобилей с полностью закрытыми кузовами. По
сравнению с ними у безрамных автомобилей с открытыми или открывающимися
кузовами величина жесткости при скручивании имеет намного меньшее
значение. Применение таких конструкций автомобилей невозможно без
значительного усиления основания кузова. Безрамные автомобили имеют тот
недостаток, что при создании новых конструкций требуют затрат значительно
больших средств и времени, чем это необходимо для рамных автомобилей
или автомобилей с несущим основанием. При работе несущего кузова
наиболее ответственными являются все те элементы, в которых может создаваться
значительная концентрация напряжений вследствие передач усилий от
двигателя, трансмиссии, осей и подвески.
Выше уже указывалось, что для крепления двигателя и передней оси
несущие элементы кузова у безрамных автомобилей сильно вытягиваются
вперед. Это удлинение несущих элементов можно сделать простым путем,
с применением трубчатых кронштейнов, и сложным, как, например, у
автомобилей Citroen.
Основным материалом, применяемым для изготовления несущих кузовов,
служит мягкая листовая сталь; в будущем сталь, вероятно, заменят легкие
металлы. Толщина стальных листов, применяемых для изготовления
несущих кузовов, равна 1—3 мм.
Отдельные элементы кузова соединяют между собой при помощи сварки.
Соединение легких металлов пока представляет значительные трудности.
В случае применения для кузовов легких металлов получается
определенная экономия в весе, однако оценить ее величину в достаточной мере
не удается. На опытных образцах кузовов получена экономия до 15%
от общего веса автомобиля при одновременном увеличении толщины стенок
на 30—50%. Указанная экономия веса относится к случаю, когда легкие
сплавы применяются взамен стали только для кузова автомобиля, в то время
как в США на новых опытных образцах автомобилей их применение
распространено также на многие узлы шасси. В этих случаях удается
дополнительно достигнуть значительной экономии в весе.
631

Фиг. 34. Безрамный автомобиль Lancia, LAMDA.
Фиг. 35. Безрамный автомобиль фирмы Citroen.
632

Фиг. 36. Безрамный автомобиль De Soto Airflow.
Фиг. 37. Безрамный автомобиль фирмы Vauxhall.
Фиг. 38. Безрамный автомобиль Hudson с открытым кузовом.
633

В Европе на выбор материала для изготовления автомобиля решающее
влияние оказывает высокая стоимость цветных металлов. В США же в
настоящее время алюминий и его сплавы в случае их применения для автомобилей
при одинаковой затрате материалов обходятся не дороже, а даже дешевле,
чем сталь. С 1940 по 1950 г. алюминии в США подешевел на 3,7%, в то время
как сталь за это же время стала дороже на 84,2%.
Фиг. 39. Каркас несущего кузова спортивного автомобиля Ferrari.
Пластмассы для изготовления отдельных частей кузова применяют пока
только на отдельных экспериментальных автомобилях. Эти материалы могут
найти наиболее подходящее применение для кузовов рамных автомобилей
или автомобилей с несущим основанием, у которых панели кузова не испы-
Фиг. 40. Кузов безрамного автомобиля Opel—Kapitan, выпуск
1952 г.
тывают больших нагрузок. Решающим для дальнейшего применения в авто"
мобильном производстве изделий из пластмасс является возможность
упрощения способов их изготовления.
Согласно применяемой в настоящее время технологии,
продолжительность их пребывания под прессом, если не учитывать более высокого
давления, равна 1—3 мин. В то же время процесс штамповки металла
на одном прессе при одном штампе и при непрерывной работе дает
производительность 6—10 деталей в минуту. Таким образом, чтобы достичь
равной производительности при изготовлении деталей из пластмассы,
потребуется от 6 до 30 прессов и такое же количество штампов.
Автомобиль серийного производства американской фирмы De So to Airflow, модель 1934 г.
(фиг. 36) -представляет переход к безрамной конструкции. Кузов этого автомобиля не является
несущим и соединяется с рамой при помощи болтов. Все агрегаты шасси крепятся при этом
на раме. Каркас кузова доходит до передней части автомобиля, чтобы служить основанием
для крепления передних крыльев и капота двигателя,
634

Фиг. 41. Основание кузова автомобиля Opel—Kapitan: a — вид
сверху, б — вид сбоку.
ЮОкгм
0,2
Фиг. 42. Результаты
испытания жесткости при
скручивании безрамного
автомобиля Opel —
Olympia:
/ — кузов серийного
выпуска; 2 — то же, при снятой
верхней панели; 3 —то же,
при снятой верхней части
кузова.
J
I
0,6
1,0
1,5
100%
7T
^2=£
19%
Ш
635

На фиг. 37 изображен типичный безрамный автомобиль новейшей конструкции выпуска
1951 г.
Автомобиль Hudson 1951 г. представляет собой один из немногих автомобилей безрамной
конструкции с открытым кузовом (фиг. 38). Стрелками показаны места усиления каркаса,
дополнительно введенные на автомобилях последних выпусков.
Каркас несущего кузова спортивного автомобиля фирмы Ferrari (фиг. 39) является одной
из наиболее жестких конструкций, но для серийного выпуска этот автомобиль слишком дорог.
Автомобиль Opel — Kapitan (фиг. 40) — самый большой по вместимости немецкий
безрамный автомобиль.
На фиг. 42 показаны результаты испытания жесткости при скручивании автомобиля с
несущим кузовом Opel—Olympia. Согласно результатам этих испытаний, момент сопротивления
скручиванию всего кузова в целом составлял 145 кгм. Аналогичные опыты были повторены
с тем же кузовом, но при снятой верхней панели, а также при удаленной верхней части кузова,
В результате жесткость при скручивании (момент сопротивления скручиванию) снизилась
до 31%
ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ШАССИ И КУЗОВА
Для удобства пассажиров не должно быть толчков и вибрации кузова.
Кроме того, внутреннее помещение кузова должно быть защищено от
попадания в него пыли, отработавших газов, бензиновых паров и атмосферных
осадков. При совершенствовании конструкции шасси и кузовов нужно стремиться
к максимальному выполнению указанных выше требований. В последнее
время эти же требования стали предъявляться и к кабинам водителей
грузовых автомобилей.
Отсутствие вибраций и толчков достигается улучшением подвески и
амортизационной способности шин. Дополнительная амортизация толчков за счет
пружинных устройств и матрасиков сидений весьма незначительна.
Назначение упругих сидений прежде всего состоит в том, что создается форма
поверхности сиденья, соответствующая распределению веса пассажиров.
Требуется также защищать внутреннее помещение кузова от толчков,
которые могут передаваться от двигателя вследствие возникновения
реактивных моментов. Это достигается почти исключительно с помощью специальных
резиновых подушек подвески двигателя. Такие подушки не сложны по
устройству, при этом не требуется предварительной затяжки резины, что дает
возможность полностью использовать ее упругие свойства. Необходимые
изоляционные (в отношении передачи вибраций и колебаний) свойства у таких
подушек достигаются в основном в результате правильного выбора их
конструкции и крепления на раме. Но главным образом амортизирующие
свойства таких подушек зависят от упругих свойств резины, которая применяется
для их изготовления.
Необходимо также, чтобы система двигатель — подвеска имела такую
собственную частоту колебаний, которая находилась бы за пределами
диапазона числа оборотов, наиболее часто развиваемого двигателем. Явление
резонанса, который может иметь место при невыполнении этого условия, вызовет
действие, прямо противоположное желаемому, а именно сильное
раскачивание двигателя, что, в свою очередь, может даже привести к ударам двигателя
по кузову автомобиля и возникновению шумов. Как показывает опыт,
собственная частота колебаний системы подвески двигателя должна быть
значительно меньше нижнего предела собственной частоты колебаний двигателя.
В случае плавающей подвески двигателя можно провести теоретический
расчет для всех шести степеней свободы и найти соответствующие числа
колебаний. Но, в конечном счете, решающими являются практические
данные опыта, так как все расчеты могут производиться на основе предпосылок,
частично соответствующих действительности.
Дальнейшее улучшение конструкции подвески двигателя может идти
по пути внедрения более мягких и более совершенных опорных подушек.
Однако одновременно с этим произойдет увеличение амплитуды колебаний
двигателя, что потребует, в свою очередь, оставления вокруг него больше
свободного пространства. Соответственно увеличению амплитуды колебаний
двигателя увеличивается и амплитуда колебаний всех связанных с ним агре-
636

гатов и деталей. В этом случае опять не исключена возможность взаимного
соприкосновения и ударов деталей указанных агрегатов. Как следствие
возможны поломки этих деталей, и всегда следует ожидать возникновения
шума.
щ
Щ-
-80
Фиг. 43. Подвеска нового типа четырехцилиндрового
двигателя средней мощности.
Устранить вибрации путем соответствующей подвески двигателя тем
проще, чем больше число цилиндров. Так как двигатели с числом цилиндров,
равным шести и больше, хорошо уравновешены, то на долю подвески
двигателя остается только восприятие реактивного
момента, действующего в поперечной плоскости.
У двигателей с числом цилиндров меньше шести
подвеска, кроме того, воспринимает внутренние
моменты, возникающие в двигателе. Особенно трудно
создать необходимую амортизацию в случае
коротких двигателей, так как при этом моменты,
действующие на подвеску, могут быть настолько
большими, что собственной инерции двигателя может
оказаться недостаточно для их восприятия. Выход
из этого положения находят в создании специальной
точки опоры, достаточно далеко удаленной от центра
тяжести силового агрегата. Таким образом, удается
в несколько раз увеличить момент инерции всей
системы и в достаточной мере устранить указанные
выше трудности.
Из-за большого количества факторов, которые
влияют на условия работы подвески, с одной
стороны, и необходимости учета свойств самой амортизирующей резины —
с другой, всегда рекомендуется разрабатывать конструкцию подушек для
подвески двигателей вместе с квалифицированными специалистами,
работающими в этой области. Основные узлы и способы выполнения плавающей
подвески двигателя даны на фиг. 43—47.
637
Фиг. 44. Резиновая
подушка для крепления
двигателя.

Фиг. 45. Подвеска фирмы Metalastik для двигателя малой мощности (ЛВ — линия
приложения результирующего момента инерции):
1 — передняя опорная подушка; 2 — задняя опорная подушка.
Фиг. 46. Подвеска фирмы Metalastik двигателя грузового автомобиля (АВ — линия
приложения результирующего момента инерции):
1 — задняя опорная подушка двигателя с конической резиновой втулкой; 2 — передняя
опорная подушка при верхнем расположении; 3 — передняя опорная подушка при нижнем
расположении; 4 — ось коленчатого вала; 5 — передняя опорная подушка; 6 — задняя опорная
подушка двигателя с цилиндрической резиновой втулкой; 7 — плоскость оси коленчатого вала;
8 — плоскость действия результирующего момента инерции.
638

Модернизированная подвеска силового агрегата с четырехцилиндровым двигателем
средней мощности (фиг. 43) имеет точку опоры, расположенную на картере удлинителя. Подвеска
осуществлена на трех плоских резиновых подушках.
При применении резиновой подушки специальной конструкции (фиг. 44) взамен обычных
плоских подушек достигается улучшение упругих свойств подвески. Подобные подушки
с большим успехом могут быть также применены для крепления картера заднего моста при
независимой подвеске. Их работа в этом случае заключается в предохранении от деформации
картера при наездах на препятствия, а также восприятии крутящих моментов и боковых
смещений, передаваемых от главной передачи к кузову автомобиля.
На фиг. 47 изображена подвеска американского дизеля. Крепление двигателя, к раме
осуществляется через подвижную рычажную систему. Этим достигается мягкость подвески.
Такое крепление, считается лучшим для подвески дизелей. Дизели с этой подвеской,
установленные на автобусах, обеспечивают такую плавную и спокойную работу, какая достигается
обычно только на легковых автомобилях.
Плавающая подвеска двигателя и агрегатов силовой передачи начала
распространяться уже в то время, когда еще все автомобили имели рамную
конструкцию и, таким образом,
постоянно приходилось решать
задачу крепления кузова к раме.
Для этого также стала
применяться подвеска при помощи
резиновых подушек. Правда, это давало
далеко не всегда в достаточной
мере положительные результаты.
Подвижность кузова относительно
рамы при таком креплении
представляет некоторые трудности.
При этом, например, возникают
дополнительные шумы при езде.
Кроме того, при отсутствии
жесткой связи кузова с рамой на лег-
Фиг. 47. Подвеска американского дизеля:
1 — болты с резиновыми втулками; 2 — амортизатор;
3 — лонжерон; 4 — корпус двигателя и маховик.
ковых автомобилях не удается
удовлетворительно крепить капот двигателя и передних крыльев, так как
указанные детали крепятся частично на раме, а частично на кузове
автомобиля. Правда, на грузовых автомобилях большой грузоподъемности и
автобусах применяют такое крепление капота, при котором последний
опирается на специальный каркас, не связанный с кузовом.
Для преодоления этих трудностей в легковых автомобилях жестко
крепят кузов на раме. Поскольку при этом приходится все же пользоваться
резиновыми прокладками, существенным является обеспечение большой площади
контакта в стыке кузова и рамы, включая и необработанные места
крепления. Благодаря жесткому креплению обе соединяемые части автомобиля
образуют единую систему, приближающуюся к той, которую имеют
безрамные автомобили.
Для больших длинных кузовов, какие, например, встречаются у
автобусов, у бортовых грузовых автомобилей и пр., резиновые прокладки
применяются все более широко. Соединение кузова с рамой при наличии таких
прокладок получается достаточно жестким, однако вследствие упругих свойств
резины хотя и в незначительной мере, но все же несколько уменьшаются
напряжения, возникающие в кузове при движении автомобиля. Иногда
такие прокладки делают более упругими в вертикальном направлении.
Условия работы резиновых прокладок при этом в значительной степени
зависят от жесткости кузова и жесткости рамы при скручивании. Возможные
недостатки такого способа крепления кузова на раме дают о себе знать уже
в период первых дорожных испытаний, если их проводить на булыжной
мостовой при скорости движения 20—25 км/час.
На фиг* 48 показаны применявшиеся ранее в США способы крепления кузова к раме,
вышедшие в настоящее время из употребления.
Монтаж кузова немецкого тяжелого автобуса большой вместимости осуществляется
на 14 плоских резиновых подушках двух различных конструкций (фиг. 49). Расположение
опорных подушек наиболее целесообразно для восприятия усилий, возникающих при передаче.
639

На фиг. 50 показано крепление кузова на автобусе английской фирмы; кузов крепится
на восьми фигурных резиновых подушках двух типов.
В последнее время на грузовых автомобилях, рамы которых имеют
особенно малую жесткость при скручивании, для крепления кабины водителя
стали также применять резиновые подушки, чтобы исключить возможность
передачи на кабину усилий, вызываемых деформацией рамы. Эти подушки
не гасят колебаний кабины. Их назначение состоит только в восприятии
перекосов рамы, возникающих в точках крепления кабины, и устранении, таким
образом, возможности возникновения напряжений, которые могли бы вызвать
появление трещин и разрывов.
На фиг. 51 показан способ крепления кабины грузового автомобиля большой
грузоподъемности с рамой, имеющей относительно большую жесткость при скручивании.
На фиг. 52 схематически изобраг
жены способы крепления в трех
точках жесткой кабины водителя нового
грузового автомобиля Opel — Blitz
грузоподъемностью 1,75 т с рамой,
имеющей малую жесткость при
скручивании. В задней части кабины имеются
еще две точки опоры, но в них кабина
соединена с рамой при помощи
рычажной системы, вследствие чего эти опоры
не воспринимают деформации от
скручивания рамы.
^ ло гг * Колебания высокой частоты,
Фиг. 48. Два способа подвески кузова американ- '
ской конструкции. которые человеческое ухо
воспринимает в виде звуков или
отдельных шумов, не должны проникать во внутреннее помещение кузова.
Эти звуки и шумы у автомобилей возникают при работе шестерен коробки
передач и клапанов системы газораспределения двигателя и
распространяются главным образом по воздуху. Поэтому кузов должен
представлять собой полностью закрытое изолированное помещение, в первую
очередь в направлении источников шума. При такой конструкции кузова
достигается одновременно и защита внутреннего помещения от пыли, дождя,
холодного воздуха и отработавших газов. Следует по возможности совершенно
избегать отверстий в полу кузова и в передней стенке, отделяющей внутреннее
помещение кузова от двигателя. Попытки избавиться от вредного влияния
таких отверстий посредством перекрытия резиновыми уплотнениями весьма
проблематичны. Доступ к основным узлам шасси должен быть обеспечен
в достаточной мере с внешней стороны автомобиля и снизу как в случае
ремонтных работ, так и во время сборки. Внутреннее помещение кузова
должно также быть по возможности свободным от каких-либо мешающих
выступов и неровностей пола. Это требование вообще должно быть одним
из основных, определяющих выбор главных элементов конструкции
автомобиля при его проектировании.
В коробке передач для экономии места рычажную систему управления
переносят с верхней части в боковую. Делаются попытки также добиться
в расположении первичного и вторичного вала коробки передач
максимального их снижения и экономии пространства по высоте. У коробок передач
новых конструкций зазор между наружным венцом и поверхностью самой
большой шестерни и картером равняется всего нескольким миллиметрам.
Из тех же соображений конструкторы отделяют коробку передач от
двигателя, возвращаясь в этом отношении к прежним конструкциям. Такое
раздельное расположение коробки передач и двигателя применено в
автомобиле BMW, у которого коробка передач расположена под передним сиденьем.
На фиг. 53 показаны передние щиты различных типов, отделяющих двигатель от
внутреннего помещения кузова, а также конструкции перекрытий над коробкой передач: а) грузового
автомобиля, б) легкового автомобиля малых размеров, в) американского легкового автомобиля.
На фиг. 54 изображен щит передней стенки, отделяющий помещение кузова от двигателя
безрамного автомобиля фирмы Hanomag (1,3 л), вид спереди.
640

U15KB
865кг
Направление движения
1710 кг
Фиг. 49. Крепление кузова тяжелого автобуса на раме при помощи плоских резиновых подушек:
/ — боковые опоры; 2 — передние опоры.
950кг

■3/4
Фиг. 50. Крепление кузова автобуса:
а — для нагрузки 220 — 050 кг; 6 — для нагрузки 450— 1300 кг.
-2190
050
Фиг. 51. Крепление кабины водителя на раме грузового автомобиля большой
грузоподъемности (вес кабины, включая вес аккумуляторов и всех пассажиров, равен
приблизительно 600 кг):
1 — нижние подушки; 2 — передние подушки.
542

Фиг. 52. Крепление в трех точках
кабины грузового автомобиля
Opel—Blitz:
А и В — точки подвески кабин,
С -— точки подвески двигателя.
S) S)
Фиг. 53. Передние щиты различных типов:
/ - съемные части; 2 — средняя часть, расположенная над коробкой передач.
Фиг. 54. Передний щит
автомобиля Hanomag.
41*
643

Фиг 55 Коробки передач, сконструированные с учетом уменьшения размеров

На фиг. 55, а и б и фиг. 56
показаны конструкции коробок передач.
Определенные требования
предъявляются также к днищу
кузова, У всех быстроходных
автомобилей днище должно быть
гладким. Это достигается выбором
рациональных форм примыкающих
к нему узлов и удачного их
размещения, а не с помощью
кожухов, охватывающих те части
агрегатов шасси, которые не
вписываются в нижнюю ограничивающую
плоскость кузова. Уменьшение
сопротивления воздуху при этом
весьма значительно.
Колебания высокой частоты,
представляющие собой источник
нежелательных шумов и звуков,
распространяются не только по
воздуху, но также через жесткие
металлические детали. К
последним прежде всего относятся легко
воспринимающие колебания
плоские листы панелей кузова. Для
предотвращения колебаний
принимаются следующие меры. В
гладких металлических листах
штампуют выступы, сообщающие им
жесткость. Кроме того,
металлические стенки снабжаются шумо-
изол ирующими
прослойками.Двойные стенки кузова повышают
сопротивление для прохождения
колебаний. Было также
предложено ввести наружное покрытие
дисков колес и нижней
поверхности кузова слоем специальной
резины толщиной 3—4 мм. Его
назначение состоит в амортизации
ударов мелких камней при
движении автомобиля, полном
поглощении шумов, вызываемых этими
ударами.
У современных автомобилей
в кузове приходится делать
отверстия, через которые вводятся
различные элементы системы
управления. Для сохранения при этом
достаточной изоляции внутреннего
помещения кузова необходимо
указанные элементы управления
и сами отверстия выполнять с
особой тщательностью. Применение
разборной конструкции рулевой
колонки с резиновыми
прокладками не только облегчает сборку
автомобиля, но также дает возмож-
VO
8
2
о
I
а
О.
О
1=3
645,

Фиг. 57. Конструкции крепления педалей.
Фиг. 58. Педали автомобиля
Hansa 1500 с несущим
основанием.
646

ность создать удобное и надежное крепление рулевого механизма на
упругих резиновых подушках к переднему щиту. Отверстия, через которые
в кузов вводятся элементы управления, должны иметь надежные уплотнения.
Для ножных педалей в полу кузова имеются щели или круглые отверстия,
в которых вследствие эксплуатационного износа, несмотря на наличие
уплотнений, не удается все же сохранить необходимую плотность. Поэтому более
Фиг. 59. Схема централизованного гидравлического управления
педалями и рычагами:
/ _ рычаг ручного тормоза; 2 — резервуар для системы привода тормозов
и сцепления; 3 — главный тормозной цилиндр; 4 — педаль сцепления;
5 — педаль тормоза; 6 — рычаг ручного тормоза.
удачно размещение опор с подшипниками осей педалей внутри кузова. Они
обычно в этом случае крепятся под передним щитом, где лучше всего
удается защитить их от пыли и влаги. Если подшипники выполнены при этом
Фиг. 60. Система управления
автомобиля:
1 — главный гидравлический цилиндр;
2 — кронштейн для крепления рулевой
колонки; 3 — рулевая колонка.
Фиг. 61. Ручной тормоз с вытяжным
рычагом (Mercedes-Benz).
в виде резиновых втулок, то за ними не требуется никакого ухода.
Соединительные тяги ножных педалей при помощи резиновых вкладышей могут
быть изолированы от примыкающих к ним металлических деталей.
Конструкции педалей, при которых достигнута полная их изоляция от всех
металлических частей шасси, могут быть признаны вполне соответствующими
высоким требованиям, предъявляемым к современным автомобилям (фиг. 57 и 58).
647

На автомобиле Ford — Zephyr установлен гидравлический привоз к
сцеплению, тормозам и дроссельной заслонке (фиг. 59 и 60).
Все остальные устройства системы управления автомобилем,
осуществляющие связь контролируемых узлов шасси с указателями, расположенными
внутри кузова, должны иметь также достаточно надежную конструкцию
и тщательное исполнение. Этим требованиям в наибольшей степени
удовлетворяют электрические датчики, которые в будущем получат, бесспорно,
самое широкое применение.
Ручной тормоз с вытяжным рычагом (фиг. 61) с креплением внутри кузова
удовлетворяет всем требованиям, вытекающим из необходимости обеспечить
изоляцию внутреннего помещения кузова.
В заключение необходимо отметить, что в данном разделе были
рассмотрены только некоторые мероприятия по максимальному уменьшению
шумов и вибраций, не устранимых для автомобильного шасси с
пневматическими шинами, но которые необходимо сделать для пассажиров возможно
менее ощутимыми.

XIX. СМАЗКА ШАССИ
Для надежной эксплуатации автомобиля не менее важное значение,,
чем смазка силового агрегата (двигателя), имеет смазка ходовой части и
трансмиссии, т. е. шасси без двигателя. Количество имеющихся на шасси точек
смазки зависит от конструкции автомобиля. Автомобили различной
конструкции (например, с передним или задним расположением двигателя,
с передними ведущими или с задними ведущими колесами, легковые или
грузовые и т. д.) имеют неодинаковое количество точек смазки. Все без
исключения места, в которых смазка предусматривается конструкцией
автомобиля, должны регулярно смазываться. Пропуск хотя бы одного места
смазки, например шарового шарнира поперечной рулевой тяги, влечет
за собой опасность не только повреждения автомобиля, но при определенных
обстоятельствах также опасность для жизни пассажиров и сохранности
груза.
РАСПОЛОЖЕНИЕ ТОЧЕК СМАЗКИ
Точки смазки расположены в следующих узлах автомобиля:
1. Силовая передача
Сцепление: ось педали сцепления, вилка выключения сцепления,
упорный подшипник выключения сцепления и т. д.
Коробка передач: отверстия для заливки и спуска масла.
Дифференциал: отверстия для заливки и спуска масла.
Карданный вал: подшипники крестовины кардана, ступицы
вилок кардана, подшипник промежуточной опоры кардана, шлицевый вал
и т. д.
2. Колеса и подвеска
Подвеска листовых рессор (рессорные пальцы с серьгой и втулкой),
шарнирные соединения и направляющие в случае независимой подвески.
3. Рулевое управление
Рулевая передача: отверстия для заливки и спуска масла.
Рулевой привод: шарнирные сочленения продольной тяги
рулевого управления с сошкой и рычагом поворотной цапфы, шарнирные
сочленения поперечной рулевой тяги с рычагами поворотных цапф, шкворень
поворотной цапфы и др.
4. Тормоза
Система рычагов тормозного привода, вал педали тормоза, поперечный
тормозной вал, тормозные кулаки, тяги тормозной системы.
5. Прочие конструктивные элементы шасси
Вентилятор, водяной насос, шестеренчатая передача стартера, рычаг
переключения передач, буксирный крюк, система рычажного управления
карбюратором, генератор, распределитель зажигания, стартер и пр.
6. Кузов
Замки капота двигателя, шарниры капота, вентиляционные клапаны,,
стеклоочиститель, механизмы подъема стекол, дверные замки и защелки^
дверные петли, указатели поворота,
649

ПЕРИОДИЧНОСТЬ СМАЗКИ
Ниже указана периодичность смазки, которую следует рекомендовать
.для всех современных'автомобилей, в том числе для автомобилей высшего
класса.
Наряду с этим остаются действительными и обязательными инструкции
по смазке, выпускаемые автомобильными фирмами,
Через каждые:
500 км
1. Добавлять масло в двигатель.
1500 км
2. Производить смазку всех точек шасси (кузова).
3. Добавлять масло в коробку передач.
4. Добавлять масло в картеры ведущих мостов.
5. Производить замену масла в двигателе.
3000 км
6. Добавлять масло в картер рулевого управления.
7. Наполнять новой смазкой ступицы ведомых колес.
•6000 км
8. Производить замену масла в коробке передач.
9. Производить замену масла в картерах ведущих мостов.
Операция, указанная в п. 2, иногда охватывает в зависимости от типа
автомобиля 15—30 смазочных точек. Смазка этих точек при отсутствии
централизованной системы занимает большую часть общего времени,
расходуемого на смазку. Для ускорения этой операции при проведении смазки
и уходе за автомобилем применяется специальная смазочная аппаратура.
При этом в соответствии с указаниями заводской инструкции используется
консистентная смазка или минеральное масло. При централизованной системе
смазки применяется только минеральное масло.
МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ СМАЗКИ АВТОМОБИЛЯ *
Моторные масла
Современные масла, применяемые для смазки деталей и узлов
автомобильного двигателя, должны удовлетворять следующим требованиям:
уменьшать потери на трение, одновременно с этим охлаждать трущиеся
поверхности и обеспечивать слой смазки между ними. Смазка современных
автомобильных двигателей осуществляется в условиях значительного колебания
температур (от пуска холодного двигателя до режима максимальной
нагрузки), при больших удельных давлениях и больших числах оборотов
коленчатого вала. В этих условиях указанным выше требованиям в
наибольшей мере удовлетворяют современные высококачественные масла, главным
образом богатые алканами (реже цикланами) и очищенные селективными
растворителями.
Для улучшения качества масла применяют специальные активные
присадки. В результате использования этих присадок удается уменьшить
влияние изменения температуры масла на его вязкость, снизить температуру
застывания и т. п. Такие присадки препятствуют также образованию в масле
шлама, что происходит в результате попадания в масло водяных паров,
сажи, дорожной пыли, а также окислов с поверхности металла,
получающихся под влиянием высокой температуры. Кроме того, применяются меры
для сохранения во взвешенном состоянии веществ, образующихся в масле^
при работе двигателя. Эти моторные масла с присадками под маркой HD
(«Heavy Duty») применяются преимущественно для дизелей и под маркой
«Premium Olen» — для карбюраторных двигателей.
Жидкие масла лучше охлаждают трущиеся поверхности, чем густые, так
как вязкость первых с изменением температуры меняется в меньшей степени
(смазочная способность масел не зависит от их вязкости). Кроме того, жидкие
1 См. раздел «Смазка и смазочные материалы».
650

масла легче прокачивать при современной системе принудительной
циркуляции масла. Эти качества жидких масел обусловили их широкое
применение. Вследствие наличия малых зазоров в современных автомобилях
необходимой предпосылкой их надежной эксплуатации является высокое
качество масла.
Обычно применяется масло следующих марок: летом SAE 30 и 20, зимой
SAE 20 и 10, при очень низкой температуре SAE 10.
Трансмиссионные масла
Основным качеством, которым должно обладать масло, применяемое
для трансмиссии, является способность создавать прочную пленку,
выдерживающую воздействие высокого давления, возникающего на поверхности
зубьев шестерен при их контакте. Липкость и смазочные свойства
трансмиссионных масел должны быть достаточно высокими, а склонность
к вспениванию низкой. Этим требованиям удовлетворяют товарные
трансмиссионные масла.
Для гипоидных передач вследствие особо тяжелых условий работы
выпускаются специальные трансмиссионные масла. Эти масла содержат присадки,
повышающие прочность масляной пленки на поверхности зубьев шестерен
и сопротивление выдавливанию.
Обычно для коробок передач и дифференциалов применяются масла
следующих марок: зимой SAE 90, летом SAE 140.
Для рулевого управления, ввиду возможности появления ударов,
применяется масло марки SAE 140.
Для трансмиссий малого размера применяют иногда специальное
трансмиссионное масло, загущенное мылами, обычно натриевыми. Преимуществом
смазки этого типа является отсутствие чувствительности к нагреву,
недостатком — высокая чувствительность к влаге. Такая смазка должна иметь
длинноволокнистую структуру и по возможности «мягкую» консистенцию.
При подаче в смазываемые узлы всех масел и консистентных смазок,
используемых для передач из-за достаточно высокой вязкости, требуется затрата
значительных усилий в случае применения централизованной смазочной
аппаратуры. Особенные затруднения, возникающие при применении этих
вязкотекучих смазочных материалов, объясняются влиянием температуры
на их вязкость. При низкой температуре вязкость смазки сильно
возрастает. Учитывая это, смазку при помощи специального оборудования надо
производить только в отапливаемых помещениях.
Трансмиссионные масла применяют также для смазки через
пресс-масленки.
Консистентные смазки
Консистентные смазки представляют собой смесь минеральных масел
с загустителями — мылами (солями высших жирных кислот). В зависимости
от состава загустителя, а также структуры и вязкости минерального масла
получаются различные свойства смазки. Консистентные смазки делятся в
зависимости от их состава на следующие основные типы:
1. Смазки, изготовляемые на кальциевых мылах.
Эти смазки влагостойкие, среднеплавкие (90—100° С).
2. Смазки, изготовляемые на натриевых мылах.
Эти смазки водорастворимые, обладают высокой температурой плавления
(до 200° С).
3. Смазки, изготовляемые на алюминиевых
мылах. Такие смазки обладают очень хорошей влагостойкостью, но невысокой
температурой плавления (около 80° С).
Вязкость и тип минерального масла, применяемого для изготовления
консистентной смазки, определяют смазывающую способность последней*
Употребляемая обычно в практике консистентная смазка содержит mhi е-
ральное масло той же вязкости, что и в случае применения жидкой смазки.
65!

Качества минерального масла оказывают весьма большое влияние на
качества приготовляемой из него консистентной смазки. Однако изменением
вязкости минерального масла нельзя изменить консистенции приготовляемой
из него смазки. Консистенция этой смазки зависит в основном от содержания
в ней мыла, колеблющегося в пределах 5—30%.
Структура смазки может быть однородной, гладкой (кальциевые смазки —
солидолы) или волокнистой (смазки с натриевой основой).
Консистентные смазки, употребляемые для автомобильных шасси, должны
обладать высокой смазывающей способностью, хорошим сцеплением со
смазываемой поверхностью, стабильностью при повышении давления
(отсутствие отделения минерального масла от густой основы), неизменной
смазочной способностью и способностью сцепления со смазываемой поверхностью;
при понижении температуры — морозоустойчивостью, относительной
устойчивостью против воздействия повышенной температуры.
Чтобы консистентную смазку было удобно вводить в соответствующие
узлы автомобиля при помощи смазочных устройств, она должна быть по
возможности «мягкой» и пластичной.
Современные стандартные консистентные смазки удовлетворяют этим
условиям. Все места автомобиля, подлежащие смазке, на которые может
попадать вода, нужно смазывать кальциевыми консистентными смазками.
Сюда относится большинство поверхностей трения за исключением
шариковых и роликовых подшипников, которые смазывают натриевыми смазками.
Для автомобилей применяют главным образом три типа консистентных
смазок.
1. Нормальная консистентная смазка,
консистентная смазка для высокого давления,
консистентная смазка для шасси. Эти смазки изготовляют
преимущественно на кальциевых мылах и применяют иногда в комбинации
с другими смазками.
2. Смазка для роликовых подшипников. Эта
смазка изготовляется на натриевых мылах.
3. Смазка для водяных насосов. Данная смазка
приготовляется на кальциевых мылах; ее нужно делать по возможности твердой
консистенции для того, чтобы не происходило ее размягчения при
температурах 90—100° С и чтобы она не выбрасывалась из подшипника.
Выбор смазочных материалов
Вопрос о выборе смазочного масла или консистентной смазки для шасси
автомобиля решается фирмой и указывается в инструкции по смазке.
Преимущества смазочного масла известны: широкие возможности в выборе
величины требуемой вязкости, высокое качество и разнообразие активных
присадок, легкость дозировки, удобство распределения масла по
маслопроводам с помощью масляного насоса, подача масла на всю смазываемую
поверхность, надежное действие даже в случае малых зазоров между
трущимися поверхностями, образование масляного клина, осуществление
гидродинамического режима смазки, высокая охлаждающая способность,
легкость осуществления регенерации. При этом можно создать различные
способы смазки:
а) подача свежего масла через наливные масленки с
откидной крышкой, пресс-масленки высокого давления, колпачковые масленки
(имеющие резьбовые крышки) при помощи ручных переносных масленок,
шприца или пресса высокого давления, дозировочного насоса или под
напором;
б) смазка путем смешивания маслас топливом,
применяемая в двухтактных двигателях;
в) циркуляционный способ смазки под давлением
или разбрызгиванием.
652

Для шасси применяют исключительно систему с добавлением свежей
смазки.
Консистентная смазка имеет следующие преимущества: широкий
диапазон изменения пластичности в зависимости от консистенции и вязкости,
высокая способность прилипать к поверхности трения, отсутствие утечки
в процессе работы. Вследствие хорошего прилипания и пластичной
консистенции, эта смазка преимущественно применяется для трущихся пар,
работающих при больших нагрузках, а также в подшипниках, где
необходимый слой смазки с достаточно большим сопротивлением поверхностному
давлению не может быть создан за счет гидродинамических процессов, т. е.
при относительно малых скоростях трущихся поверхностей, при возвратно-
поступательных движениях и ударах. Консистентная смазка обеспечивает
надежную защиту подшипников от пыли и влаги, что особенно важно в
случае эксплуатации автомобилей с перерывами, для труднодоступных мест
смазки и при плохих условиях обслуживания автомобиля.
Для всех упомянутых выше случаев применима только система с подачей
свежей консистентной смазки. Смазка подается при этом через пресс-масленки
или через колпачковые масленки при помощи нагнетателей, насосов для
смазки при высоком давлении, дозирующих насосов высокого давления или
поршневых нагнетающих насосов с дозирующими распределителями.
Смазочные материалы, применяемые для смазки шасси, должны
удовлетворять в основном следующим требованиям: обеспечивать надежную смазку
всей поверхности даже в подшипниках с малыми зазорами между трущимися
поверхностями, легко проникать к смазываемым поверхностям, хорошо
прилипать к поверхности, обеспечивать надежную смазку в случае ударных
нагрузок и при ограниченном взаимном перемещении трущихся
поверхностей, защищать от пыли и влаги смазываемые поверхности.
Для смазывания шасси применяют преимущественно консистентные
смазки. Однако в отдельных случаях даже одна и та же фирма по-разному
решает вопрос о выборе масла или консистентной смазки.
ВЛИЯНИЕ СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА НА КОНСТРУКЦИЮ СМАЗОЧНОГО
УСТРОЙСТВА
Одновременно с совершенствованием конструкций автомобильных
двигателей, устанавливаемых на быстроходных автомобилях, с увеличением
их литровой мощности и уменьшением веса происходит изменение
толкования гидродинамической теории о процессах смазки подшипников. При
этом часто теория следует за практическими решениями.
При жидкой смазке основное значение имеет механическая обработка
трущихся пар. Условия для надежного жидкостного трения обеспечиваются
при наличии малых зазоров при достаточно высокой чистоте обработки
поверхности подшипника и шеек вала, а также при больших числах оборотов
коленчатого вала, при наличии достаточно надежного масляного клина.
Для подачи масла к точкам смазки требуется только наличие
определенного давления в масляной системе.
Применение консистентной смазки связано с некоторыми трудностями
в связи с тем, что она должна проникать в весьма малые зазоры между
трущимися поверхностями. Надежная смазка при этом возможна лишь в
случае применения высоких давлений. Для этого используются специальные
нагнетатели смазки или особые смазочные устройства (ручные или
механические).
Важнейшим исходным условием при конструировании аппаратуры,
применяемой для смазки, является давление, требуемое для обслуживания
системы смазки. Давление, в свою очередь, зависит от вязкости,
консистенции и структуры смазки, а также от гидравлического сопротивления в
подводящих маслопроводах и в подшипниках. Величина гидравлического
сопротивления зависит также от температуры в связи с тем, что последняя влияет
на величину вязкости.
65.3

При использовании очень вязкой консистентной смазки с волокнистой
структурой, особенно если в этой смазке имеются вещества, повышающие
ее адсорбционную способность, требуется применение больших давлений
(до 400 кг/см2). Тем более это нужно в условиях низкой температуры и при
длинных маслопроводах с изгибами и углами.
Предел указанного выше давления определяется экономической
целесообразностью, безопасностью и удобством обслуживания смазочных
аппаратов. В задачу промышленности, производящей смазочные средства, при ее
дальнейшем развитии входит необходимость учета требований,
предъявляемых не только к химическим и физическим свойствам смазок, но также к их
свойствам, обусловливающим возможность подачи смазки в необходимые
места при помощи соответствующей смазочной аппаратуры. В соответствии
с этим требованием смазка должна быть по возможности мягкой, но с
хорошей способностью прилипания к поверхности.
СИСТЕМЫ СМАЗКИ
В автомобилях применяются три системы смазки: индивидуальная,
групповая и централизованная. При индивидуальной и групповой системах
может быть применена как консистентная смазка, так и смазочное масло,
в том числе и загущенное мылом трансмиссионное масло, применяемое для
коробок передач. При централизованной системе смазки требуется
применение смазочного масла с вязкостью, соответствующей вязкости масла SAE 30
летом и SAE 20 зимой. Централизованные системы с применением
консистентных смазок, удовлетворяющие необходимым требованиям, до
настоящего времени не разработаны. Большая часть автомобилей оборудована
индивидуальной системой смазки.
Индивидуальная система смазки
Особенности индивидуальной системы смазки
Для смазки шасси автомобиля применяется главным образом
индивидуальная система. Это связано с тем, что для смазки шасси используется
консистентная смазка, и обусловлено указанными выше положительными
особенностями данной смазки. Кроме того, нельзя недооценивать значения
контроля каждой отдельной точки смазки, осуществляемого попутно с
проведением индивидуальной смазки. Такой контроль позволяет обнаружить
возможные повреждения автомобиля в момент их возникновения.
В качестве смазочного материала при индивидуальной системе смазки
может быть применено также смазочное масло. В этом случае желательно
применять трансмиссионные масла, так как их свойства более всего
приближаются к описанным выше свойствам консистентных смазок.
Для подачи в подшипники консистентной смазки или трансмиссионного
масла требуются большие усилия, для преодоления которых необходимо
применение системы смазки высокого давления.
В индивидуальную систему смазки входят следующие элементы: пресс-
масленки, нагнетатели высокого давления и промежуточные элементы,
соединяющие пресс-масленки с нагнетателями (наконечники).
Пресс-масленки и наконечники
Смазка подается к поверхностям трения через пресс-масленку. Для
автомобильной промышленности в качестве стандартных пресс-масленок
приняты масленки, у которых головка образована двумя конусными
поверхностями — гидравлическая масленка (фиг. 1, а). Наряду с этим в
автомобилях старых конструкций встречаются иногда пресс-масленки с круглыми
головками (фиг. 1, б) и пресс-масленки с плоской головкой (фиг. 1, в). Масленки
последних двух типов также стандартизованы.
654

Однако масленки последних двух типов применяют только в общем
машиностроении. С целью унификации, необходимой для упрощения смазки
подшипников и облегчения ухода за автомобилем, рекомендуется замена
указанных масленок более удобными гидравлическими пресс-масленками.
Работа пресс-масленок в современном автомобиле характеризуется
следующими условиями:
1. После установки на пресс-масленку головки нагнетателя (шприца)
или его наконечника между ними при всех величинах давления должно
создаваться хорошее уплотнение, исключающее возможность утечки смазки.
2. Не должно быть обратного вытекания смазки, запрессованной под
давлением, в смазываемый
Фиг. 1. Пресс-масленки:
а — с конусной головкой и наконечником нагнетателя с захватывающими
цангами; б — с круглой головкой и наконечником со сферической выемкой;
в — с плоской головкой со специальным наконечником и гибким шлангом.
3. Пресс-масленка может применяться как для жидкой, так и для
консистентной смазки.
4. Должна иметься возможность установки нагнетателя под углом к оси
масленки при сохранении необходимой плотности соединения.
5. Пресс-масленка должна легко соединяться с наконечником
нагнетателя при установке последнего соосно с ней.
6. Процесс уплотнения должен осуществляться не за счет усилия человека,
а за счет гидравлических усилий, передаваемых от находящейся под
давлением смазки.
Пресс-масленка должна быть небольшой, чтобы свести до минимума
возможность ее повреждения от ударов.
Гидравлические пресс-масленки полностью удовлетворяют всем
указанным выше требованиям. Недостаток пресс-масленок с плоской головкой
состоит в том, что при их наполнении шприц должен быть расположен не
соосно с масленкой, а под прямым углом к ней. Кроме того, соединение
масленки с наконечником шприца при такой конструкции получается
настолько жестким, что возникает необходимость в гибком звене (шланге
или шарнире) между шприцем и его головкой.
Масленка с круглой головкой может быть плотно соединена со шприцем.
Однако это достигается за счет усилия человека, что ограничивает
возможность применения масленок такого типа при высоких давлениях. При
давлении свыше 200 кг/см2 наполнение смазкой этих масленок весьма
затруднительно. Кроме того, имеется опасность утечки смазки.
Пресс-масленка, изображенная на фиг. 1, а, носит название
гидравлической потому, что головка шприца, соединяемая с ней во время наполнения
смазкой, удерживается за счет гидравлических усилий. При этом с увели-
655

яением давления, создаваемого при введении смазки в масленку,
увеличивается и сила сцепления последней с нагнетателем. В практике применяются
нагнетатели с наконечниками двух типов, гидравлическое сцепление которых
■с пресс-масленками достигается при помощи захватывающих цанг /, или
наконечниками с эластичным зажимом.
На фиг. 2, а изображена головка первого типа. Принцип ее состоит в
следующем: смазочный материал (консистентная смазка или минеральное
масло) подается из нагнетателя через отверстие /, далее через обратный
клапан 2 во внутреннюю полость корпуса 3 наконечника, оттуда через
-канал 4 в пресс-масленку 8. Гидравлическое давление, создаваемое смазкой
во внутренней полости
корпуса 3, передается на
поршень 11 и от него на три
цанги 5. Под действием
гидравлического давления
поршень 11 и цанги 5
передвигаются вперед к
наконечнику. Цанги при
этом упираются в сфери-
15 ческую поверхность 7
корпуса 6 и охватывают снизу
сферическую поверхность
головки 9 пресс-масленки,
прижимая ее к
наконечнику 10. Передний конец
этого наконечника имеет
выемку формы шарового
сегмента с тщательно
обработанной сферической
поверхностью, к которой
прижимается верхняя
кромка головки пресс-масленки. При возрастании давления внутри
нагнетателя возрастает также и сила, с которой цанги прижимают масленку к
наконечнику. Таким образом обеспечивается прочное закрепление нагнетателя на
пресс-масленке. При этом не нужно прикладывать никаких внешних усилий.
Из фиг. 2, б видно, что при описанной выше системе сцепления
нагнетателя с пресс-масленкой можно осуществлять наполнение последней не только
при расположении нагнетателя в осевом направлении, но также и при
расположении его под некоторым углом к оси масленки. В этом случае как
при низком, так и при высоком давлении внутри масленки обеспечивается
необходимая плотность сжатия между наконечником нагнетателя и
масленкой.
На фиг. 2, з представлена гидравлическая система сцепления пресс-
масленки с наконечником, имеющим эластичный зажим. Такой наконечник
работает следующим образом: смазка поступает через отверстие 12 и далее
через отверстие 13 проходит в пресс-масленку. Одновременно давление
смазки, проходящей через несколько небольших отверстий 14, передается
на сальник 15 из эластичного материала. Под действием давления сальник
прижимается к нижней сферической поверхности головки пресс-масленки
и создает таким образом необходимое уплотнение. В этом случае сила,
прижимающая сальник, тем больше, чем выше давление, создаваемое смазкой.
Этот тип наконечника имеет те же преимущества, что и наконечник с
захватывающими цангами. Однако наконечник с эластичным уплотнением
обеспечивает менее прочное сцепление наконечника с пресс-масленкой, чем
наконечник первого типа. Поэтому наконечники с эластичным зажимом
рекомендуется применять для ручных шприцев. При этом имеется возможность
осуществлять сцепление наконечника с масленкой под некоторым углом без
нарушения плотности соединения.
656
2. Установка наконечника нагнетателя пресс-
масленки на конусной головке пресс-масленки:
«а — установка наконечника с захватывающими цангами по оси
пресс-масленки; б — установка наконечника с захватывающими
цангами под углом к оси пресс-масленки; в — установка
наконечника с эластичным зажимом.

В стандарте DIN имеются указания о необходимости постоянного
осуществления в автомобилестроении экономии в расходовании материалов с целью
уменьшения толщины стенок конструктивных элементов и применения
высококачественных металлов. В связи
с этим иногда возникает
необходимость размещения пресс-масленок на
тонких стенках. В этом случае
применяются специальные масленки
с короткой резьбой.
В автомобилях применяются
также пресс-масленки с конической
головкой и так называемой
забиваемой резьбой. Эти пресс-масленки
вдавливаются в гладкие отверстия,
не имеющие резьбы. Такое
крепление их возможно только в том
случае, когда стенки отверстия сделаны
а) 6) 6)
Фиг. 3. Гидравлические пресс-масленки:
а — с прямой конусной головкой; б — с конусной
головкой, расположенной к оси штуцера под
углом 45°; в — с конусной головкой,
расположенной к оси штуцера под углом 90°.
из вязкого, не очень твердого
материала.
В стандартных пресс-масленках применяют также коническую резьбу,
позволяющую при установке масленок с разными углами головки к оси
штуцера (фиг. 3, а, б, в) достигать необходимой плотности крепления
масленки без применения уплотнительных шайб и без дополнительной обработки
поверхности бурта.
Указания по монтажу пресс-масленок
При конструировании смазочных устройств масленки размещают таким
образом, чтобы можно было их легко обслуживать. Для этого применяются
масленки с переходным углом головки к оси штуцера (фиг. 3, бив).
Каждая пресс-масленка должна быть размещена с учетом фактической
возможности наполнения ее смазкой при помощи шприца. Соответственно
этому в стандарте DIN имеется указание о необходимости оставления
свободного пространства вблизи масленки для размещения ручного нагнетателя
или смазочного пистолета для тех мест, где требуется большое давление
смазки. Это пространство нужно для снятия с пресс-масленки наконечника
нагнетателя с захватывающими цангами, который в этом случае приходится
отклонять в сторону от оси масленки.
Пресс-масленки должны быть размещены таким образом, чтобы они
не могли быстро засоряться, получать повреждения от ударов камней.
Но ни в коем случае нельзя допускать, чтобы пресс-масленки были
расположены в закрытом месте. Их следует размещать таким образом, чтобы они
были на виду у обслуживающего персонала.
Окраска пресс-масленок, например, красной краской делает их более
заметными для обслуживающего персонала. Это прежде всего относится
к тем точкам смазки, которые в большей мере подвержены повреждениям
и загрязнению (например, шаровые шарниры рулевого управления).
Нагнетатели высокого давления
К нагнетателям высокого давления относятся устройства, состоящие
из резервуара для смазочных материалов и насоса высокого давления.
Насосы могут иметь ручной или педальный привод, или привод с помощью
сжатого воздуха. В редких случаях привод может быть также
электрическим. Резервуар наполняется смазкой под действием сжатого воздуха
посредством какого-либо ручного инструмента и т. п.
Как показывает опыт, наилучшие результаты для такого рода устройств
дает сжатый воздух. В случае применения сжатого воздуха смазку в
резервуаре удается держать постоянно под высоким давлением даже при
периодическом расходе смазки. Энергия при пневматическом приводе расходуется
42 Бюссняч 657

■■■■'■
а)
только во время подачи смазки. Сжатый воздух подводится к специальному
работающему от него поршневому двигателю. Двигатель такого типа имеет
те преимущества по сравнению со всеми другими, что не требует пусковых
или каких-либо других дополнительных устройств, так как управление
им осуществляется автоматически. Кроме того, этот двигатель отличается
большой надежностью и экономичностью в эксплуатации. Сообщаемые
иногда сведения о затратах на
эксплуатацию таких двигателей бывают часто
преувеличены.
Для нагнетателей высокого давления
с электрическим приводом нужна
пусковая аппаратура и различная аппаратура
управления. Однако, несмотря на это,
имеется тенденция замены двигателей,
работающих от сжатого воздуха,
электрическим приводом.
На фиг. 4—5 изображены устройства
для подачи смазки.
Нагнетатель с ручным приводом
(фиг. 4, а), с головкой, снабженной
эластичным зажимом, применяется для
мягкой консистентной смазки. Давление,
Фиг. 4. Нагнетатели. создаваемое во время смазки, достигает
300 кг/см2, запас смазки 150 г.
На фиг. 4, б показан винтовой нагнетатель с гибким шлангом с
металлической оплеткой и. наконечником для плоских масленок, с ручным приводом.
Этот нагнетатель предназначен для смазки средней консистенции; давление^
Фиг. 5. Нагнетатели высокого давления.
создаваемое во время смазки, доходит до 180 кг/см2', запас смазки до 200 г.
Такой нагнетатель применяется часто для смазывания водяных насосов.
В винтовом нагнетателе другого типа вместо шланга с металлической
оплеткой и наконечником,' предназначенным для масленок с плоской
головкой, имеются специальный наконечник для смазки при более высоком
давлении и наконечник, предназначенный для гидравлических пресс-масленок
при давлении до 300 кг/см2.
Нагнетатель высокого давления фирмы Nogra с педальным приводом,
со стальным шарнирным трубопроводом или резиновым панцирным шлан-
658

гом, со смазочным пистолетом и наконечниками различной формы (фиг. 5, а)
применяется для смазки маслом и консистентной смазкой; он развивает
давление 400 кг/см2 и более Запас помещаемой в нем смазки cocтaвляef
приблизительно 6 кг. Наполнение смазкой резервуара нагнетателя
осуществляется вручную или при помощи специальной мешалки с ручным приводом;
плунжер, выдавливающий смазку, приводится в действие от шпинделя или
от сжатого воздуха, передвижной нагнетатель оснащен предохранительным
клапаном, ограничивающим давление.
Наибольшее давление, достигаемое в нагнетателях с педальным
приводом, не должно превышать 400 кг/см2.
Фиг. 6. Аппарат для смазки под
высоким давлением фирмы
Gunter Rohl.
Фиг 7. Пресс высокого
давления фирмы Tecalemit.
На фиг. 5, б показам пневматический нагнетатель высокого давления
фирмы Tecalemit с резиновым панцирным шлангом, со смазочным
пистолетом и наконечниками различного типа с приводом от сжатого воздуха. Этот
нагнетатель предназначен для смазки маслом и консистентной смазкой;
давление при смазке может регулироваться в пределах 200—400 кг/см2;
количество смазки, помещаемое в резервуаре, 6 кг. Наполнение смазкой
основного резервуара нагнетателя осуществляется при помощи плунжера,
приводимого в действие сжатым воздухом; наполнение основного резервуара
смазкой производится вручную. Имеется предохранительный клапан,
ограничивающий давление.
Аппарат для смазки под высоким давлением, со смазочным пистолетом
и наконечниками различной формы (фиг. 6) работает от сжатого воздуха.
Он применяется для смазки маслом и консистентной смазкой. Количество
смазки, помещаемое в основной резервуар, 40 кг. Наполнение смазкой
резервуара высокого давления осуществляется при помощи вертикально
расположенного плунжера, приводимого в действие сжатым воздухом. Наполнение
основного резервуара смазкой производится вручную; аппарат
передвигается на колесах, имеет предохранительное устройство для сбрасывания
избыточного давления воздуха.
Пресс высокого давления с основным резервуаром большой вместимости,,
с резиновым панцирным шлангом, со смазочным пистолетом и
наконечниками различной формы (фиг. 7) работает от сжатого воздуха. Он применяется
для смазки маслом и консистентной смазкой. Давление при смазке
регулируется в пределах 200—400 кг/см2; насос подает смазку в рабочую часть,
забирая ее непосредственно из основного резервуара (50 или 200 кг). Пресс
42* " 659,

может быть стационарным или передвижным, имеет предохранительное
устройство для сбрасывания избыточного давления воздуха.
Сравнение нагнетателей, изображенных на фиг. 4 и 7, дает представление
о пути развития их конструкций. Первоначальное исполнение —
нагнетатель с ручным приводом, вручную заполняемый смазкой, с небольшими
запасами смазки. Современная конструкция — пресс с резервуаром большой
вместимости, приводимый в действие от пневматической системы, с подачей
смазки непосредственно из основного резервуара без перекачки ее в рабочую
часть. Этот пресс имеет большую производительность.
Фиг. 8. Смазочный пистолет с принадлежностями
и лубрикаторный шприц.
Фиг. 9. Колпач-
ковая масленка.
При применении смазочных прессов большое значение имеет набор
наконечников различной формы и вспомогательных приспособлений,
облегчающих обслуживание труднодоступных точек смазки.
На фиг. 8 изображен смазочный пистолет с головкой для сцепления с пресс-
масленками (фиг. 8, а) и принадлежности к нему: прямая удлинительная
трубка с наконечником для сцепления с пресс-масленками (фиг. 8, б);
угловая вращающаяся удлинительная трубка с наконечником для сцепления
с пресс-масленками (фиг. 8, в).
На фиг. 8, г показан нагнетатель для сцепления с пресс-масленками,
с подвижной насадкой, с прямой удлинительной трубкой и наконечником
упрощенной конструкции. Нагнетатель применяется для смазывания
сочленений карданного вала, имеющего труднодоступные точки смазки.
Для смазывания вала водяного насоса обычно применяются колпачковые
масленки, в большинстве случаев снабженные поршнем для выдавливания
смазки. Колпачковая масленка представляет собой непосредственно и по-
сдоянно закрепленный поршневой смазочный пресс малого размера (фиг. 9).
Точки смазки водяного насоса оборудуются такими масленками для
того, чтобы имелось постоянно в наличии достаточно большое количество
смазки, необходимой для периодической подачи ее к вращающемуся валу
насоса. Кроме того, применение колпачковых масленок полностью
исключает возможность ошибочного смазывания обычной смазкой точки, для
которой необходима специальная смазка.
Подача смазки по раздаточному трубопроводу
В последнее время получила распространение подача смазки через
специальные раздаточные трубопроводы.
Подобная установка изображена на фиг. 10. Она имеет стационарный
резервуар с запасом смазки, подача которой осуществляется через
крестовину, снабженную предохранительным вентилем. От крестовины
ответвляются два трубопровода. Один из трубопроводов может, например, идти
к одной канаве, а второй — к другой канаве. На конце каждого трубопровода
крепится панцирный шланг высокого давления. Так как в раздаточной
660

сети поддерживается давление до 400 кг/см2, маслопроводы должны
выполняться из цельнотянутых прецизионных стальных труб.
Для соединения труб целесообразно применять ниппели системы Ermeto.
Применение трубопроводов для передачи смазки дает возможность удалить
резервуар со смазкой от рабочего места, где производится смазка,
например, поставить резервуар в соседнем помещении, а смазочные пистолеты
Фиг. 10. Установка для подачи смазки по раздаточному трубопроводу.
расположить в местах потребления смазки. При применении раздаточной
сети трубопроводов также улучшается внешний вид помещения станций
обслуживания.
К концам раздаточных трубопроводов вместо открытых шлангов
присоединяются иногда барабаны, на которые наматываются шланги. Такой
барабан показан на фиг. 11. Он снабжается
заводной пружиной, при помощи которой
производится наматывание шланга, и стопорным
механизмом, освобождающим пружину при
натяжении шланга. Применяются также
барабаны, на которые шланги наматываются при
помощи сжатого воздуха.
Указания по правилам смазки
Необходимо придерживаться правил смазки.
При индивидуальной системе смазки задача
смазывания состоит в замене старой
затвердевшей и загрязненной в процессе эксплуатации
смазки новой.
В точки смазки новая смазка вводится до
тех пор и в таком количестве, пока она не
начнет выступать на наружных торцах
трущихся поверхностей подшипника или какого-
либо другого узла.
Перед каждым смазыванием необходимо при
помощи обтирочных концов очищать головки
пресс-масленок, чтобы грязь и пыль не попали
внутрь смазываемого узла.
Следует избегать очень высоких давлений при смазке автомобиля, так
как имеются точки смазки (например, шаровые шарниры), на которые
слишком большие давления влияют отрицательно. На прессах с педальным и
пневматическим приводом имеются специальные предохранители для защиты
от слишком большого давления (свыше 400 кг/см2).
Обычно для систем смазки автомобилей применяется давление около
300 кг/см2 и только для отдельных точек смазки требуется давление
до 400 кг/см2.
661
Фиг. 11. Барабан для
наматывания шланга с пружинным
приводом.

На современной смазочной аппаратуре имеются устройства для
регулировки давления в системе смазки. При наличии такого устройства смазку
осуществляют при минимальных давлениях и только в необходимых
случаях при высоких.
Если для продавливания смазки в смазываемый узел самое высокое
давление оказывается недостаточным, то для уменьшения сопротивления
прохождению смазки рекомендуется производить вибрацию узла
покачиванием автомобиля. При этом в большинстве случаев сопротивление
прохождению смазки в узел ослабляется.
Так называемые прессы максимального давления (до 1000 кг/см2) могут
обслуживаться только опытным персоналом.
Групповая система смазки
При обслуживании автомобилей большой грузоподъемности, а также
автомобилей специального назначения, особенно если при этом отсутствуют
необходимые ремонтные устройства (канавы или эстакады), доступ к
отдельным точкам смазки затруднен. Эти затруднения устраняются в результате
Фиг. 12. Схема групповой системы смазки в передней части шасси.
применения групповой системы смазки. При этом сохраняются все
преимущества индивидуальной смазки.
На фиг. 12 показан пример групповой смазки передней части шасси
грузового автомобиля. Укрепленные на раме пресс-маслейки 1 при помощи
трубок 2 соединены с соответствующими точками смазки 4; для точек смазки
на подвижных деталях в качестве промежуточных соединений вставляются
отрезки гибких шлангов 3.
Пресс-масленки / могут размещаться непосредственно на раме
автомобиля или, как изображено на фиг. 13, на специальном кронштейне 3. Для
крепления масленок применяются ниппели 2 системы Ermeto. Ниппели
этой же системы используются для присоединения трубопровода
непосредственно к точке смазки 4. Их присоединение к родходящим трубопроводам 6
производится обычным способом — при помощи накидной гайки 5 и уплот-
нительной прокладки. Для трубопроводов применяются стандартные
прецизионные цельнотянутые стальные трубки с наружным диаметром 6—10 мм.
Для групповой системы смазки применяются гидравлические масленки.
662

Вследствие применения групповой системы смазки можно значительно
сократить время, требующееся для осуществления смазки, без ослабления
контроля за состоянием смазываемых точек. Опасность пропуска точки
смазки почти исключается. Большая стоимость групповой системы смазки
Фиг. 13. Конструктивные элементы групповой системы смазки.
по сравнению с индивидуальной системой оправдывается ее преимуществами,
а именно надежностью в обеспечении смазкой всех точек при эксплуатации
и удобством обслуживания.
Централизованная система смазки
Особенности централизованной системы смазки
Для смазки шасси автомобиля из различных видов системы
централизованной смазки из-за простоты и надежности в эксплуатации применяется
только так называемая централизованная смазка под давлением. При этой
системе под действием давления, создаваемого насосом с педальным
приводом, смазка по главному трубопроводу подается к одному или нескольким
дозирующим распределителям, которые подключены к трубопроводам,
идущим к отдельным смазочным точкам. Такая система осуществляет
дозировку количества подаваемой к каждой точке смазки. Централизованная
смазка с полной автоматизацией процесса смазки до настоящего времени
не нашла еще широкого применения.
Особенность указанной системы, как вообще всякой централизованной
системы смазки, состоит в том, что затрата времени, необходимого на
процесс смазки, практически доведена до нуля. При такой системе применяется
исключительно жидкая смазка. Водитель в случае необходимости без
предварительных приготовлений имеет возможность сам производить смазку
автомобиля.
Для автомобилей с централизованной системой смазки используется
масло, применяемое для двигателей: летом марок SAE 40 и 30 и зимой
марок SAE 30 и 20. Давление в системе достигает 30—40 кг/см2.
Насос и дозирующие распределители
В стандарте DIN даны характеристики отдельных элементов
централизованной системы смазки.
На фиг. 14 изображен один из этих элементов — масляный насос,
подающий смазку в систему и создающий в ней необходимое давление. Насос
крепится к полу кабины водителя. Через каждые 100 км водитель ногой
приводит его в действие. Масло из резервуара 2 (емкостью 250—1000 см3) при
нерабочем положении насоса подается через обратный клапан с шариком 3
в цилиндр 1 насоса. При нажатии на шток 6 поршень насоса, действующий
663

как плунжер, подает масло под давлением через выходное отверстие 5
в главный трубопровод и из него к дозирующим распределителям.
Резиновая шайба 4, укрепленная на головке поршня при нерабочем
положении насоса, закрывает отверстие 5, предотвращая таким образом
возможность обратного вытекания смазки. Плунжер имеет также
сальниковое уплотнение, не позволяющее смазке вытекать наружу.
Фиг. 14. Нагнетающий насос централизованной системы смазки
(фирмы Vogel).
Главный трубопровод системы централизованной смазки (с наружным
диаметром 6 или 8 мм) подходит к одному или нескольким дозирующим
распределителям, которые во втором случае подключаются к трубопроводу
параллельно.
На фиг. 15 дан в разрезе дозирующий распределитель, обслуживающий
две точки смазки. Изображенное на фигуре положение распределителя
(соответствует моменту рабочего
-hi / 2 хода поршня насоса.
Дозирующие распределители могут
также обслуживать три, четыре
или шесть точек смазки. Масло
поступает в распределитель по
трубопроводу 1. Под действием
давления, создаваемого
насосом, поршни 4 распределителя
отжимаются в стороны и
закрывают выходные отверстия 3.
Одновременно они открывают
путь маслу в воздушные
камеры 2. Так как поршни
сделаны из эластичного материала,
то, деформируясь под действием
давления масла, они обеспечивают поступление последнего в камеры 2.
Масло, поступающее в воздушные камеры, сдавливает находящийся в них
воздух.
При снижении создаваемого насосом давления поршни
распределительного вентиля закрывают входные отверстия 5 и таким образом
предотвращают обратное вытекание масла в напорный трубопровод 1. Одновременно
с этим открываются выходные отверстия 5, через которые масло под действием
сжатого воздуха, находящегося в камерах 29 подается по отходящим
трубопроводам к точкам смазки. Воздушные камеры закреплены на корпусе
дозирующего распределителя при помощи резьбы; в случае необходимости
их можно заменять камерами, отличающимися между собой по объему.
664
Фиг. 15. Дозирующий распределитель
централизованной системы смазки.

При разном объеме воздушных камер к смазочным точкам подается
различное количество смазки. Величина воздушных дозирующих камер
распределителя колеблется в пределах 0,02—3,0 см3. Дозирующий распределитель
имеет фильтр.
Для нормальной работы дозирующего распределителя необходимо,
чтобы воздух из окружающей среды не имел доступа в распределитель и
трубопроводы. При невыполнении этого условия нарушается подача масла по
трубопроводам. Поэтому нужно своевременно доливать масло в запасной
резервуар и в случае попадания в него воздуха тщательно удалять последний
в соответствии с инструкцией.
Трубопроводы для подачи смазки и соединительные устройства
Дозирующий распределитель соединяется с отдельными точками смазки
или при помощи металлических трубопроводов (с наружным диаметром 4 мм),
или (для подвижных точек) при помощи соответствующего специального
гибкого шланга. Трубопроводы могут подводиться непосредственно к
отверстиям смазочных устройств и соединяться с ними при помощи двухконусных
зажимных или припаянных муфт и накидных гаек. В этом случае переходное
отверстие у смазочного устройства будет ступенчатым.
Трубопроводы могут, кроме того, соединяться со смазочными
устройствами через соединительные штуцеры, к которым они присоединяются
также при помощи накидных гаек и двухконусных муфт. Штуцеры, в свою
очередь, ввинчиваются в отверстия точек смазки.
Материал, из которого изготовляются трубопроводы, должен
выдерживать высокие давления, не разрушаться в результате вибраций, не иметь
на поверхности окислов и окалины и быть достаточно пластичным. Для
этого применяют бесшовные прецизионные стальные трубы. Прокладка
этих труб облегчается в случае применения соединительных муфт,
переходных колен, тройников, угольников, вращающихся сочленений и другой
арматуры. Прокладка маслопроводов производится таким образом, чтобы
они были предохранены от повреждений, вызываемых ударами камней,
а также предохранены от разрывов, которые могут возникнуть вследствие
их колебаний и вибраций.
Заправочные станции
Современные станции для смазки автомобилей оснащены портативным,
удобным для обслуживания оборудованием, позволяющим исключительно
быстро смазывать автомобили. На фиг. 16 изображена такая станция с двумя
канавами для обслуживания. Для осуществления смазки имеется
механический смазочный агрегат с запасным резервуаром 2, размещенным в
специальной нише или соседнем помещении. Агрегат оснащен двумя
смазочными пистолетами 11. Нагнетатель с ручным приводом размещен на
подвижном основании 1 и предназначен для обслуживания особых мест смазки,
например, точек смазки на водяном насосе и т. д.
Масло для смазки двигателя подводится к насосу без
применения каких-либо промежуточных измерительных сосудов. Подача его
осуществляется при помощи насоса 5 через расходомер 10, смотровое стекло 9,
по шлангу, намотанному на барабан 7, через ручной кран 8 с точной
регулировкой в картер двигателя. Аналогично этому подается трансмиссионное
масло, применяемое для смазки коробок передач. При этом используются
соответствующие устройства.
Масло может также подаваться от ручного привода при помощи
коленчатого насоса 3. Масляные насосы 5 и 6 устанавливаются, как правило,
в соседнем помещении. Отработанное масло может быть слито через
665

специальные воронки, размещаемые под автомобилем, в общий сливной бак.
•На некоторых установках отработанное масло сливается вначале в проме-
; 2 3 и
Фиг. 16. Заправочная станция для смазки автомобилей.
жуточный бак и оттуда автоматически при помощи сжатого воздуха
перекачивается в общий сборный резервуар. Для промывки картеров двигателей
м коробок передач устанавливаются специальные моечные агрегаты 4.

XX. ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ ДЛЯ АВТОМОБИЛЕЙ
СПИДОМЕТР
Для определения скорости автомобиля и пройденного им пути
пользуются спидометрами — приборами, основанными на электромагнитном
принципе.
На фиг. 1 показана конструкция
спидометра.
Спидометр состоит из двух узлов:
указателя скорости и счетчика прой- ]
денного пути
Указатель скорости
Скорость движения автомобиля
указывается на циферблате прибора
стрелкой. Это осуществляется
следующим образом. Гибкий вал, получающий
вращение от механизмов движущегося
автомобиля, вращает постоянный
магнит. В поле магнита помещен
дисковый или колоколообразный якорь —
картушка, сделанная из меди или
алюминия, не соприкасающаяся с магнитом.
Силовые линии магнитного поля
концентрируются с помощью особого
магнитного экрана. При вращении
постоянного магнитного поля в картушке
индуктируются вихревые токи, которые вызывают вращение легко
подвижной картушки. Картушка жестко связана с осью стрелки. На верхнем конце
этой оси, помимо перемещающейся по циферблату стрелки, помещена
чувствительная спиральная пружина, которая закручивается и создает
противодействующий момент при движении картушки. При вращении магнита,
вследствие возникновения вихревых токов, картушка поворачивается,
преодолевая противодействие пружины. Отклонение картушки и стрелки
тем больше, чем больше скорость автомобиля и чем быстрее вследствие этого
вращается магнит.
Тарирование прибора выполняется изменением длины пружины.
Длинная (мягкая) пружина дает завышенные, короткая (жесткая) —
заниженные показания. При тарировании прибора можно также ослаблять или
усиливать намагничивание постоянного магнита.
Постоянный магнит является основной деталью индукционного
спидометра.
Вследствие нагруженности подшипников магнита желательно возможно большее
уменьшение веса магнита. Слабый магнит делает прибор крайне чувствительным к инерции
(неточность показаний) и заеданиям привода (колебания стрелки). Поэтому желательно применение
возможно более сильного, но в то же время легкого магнита, при котором можно использовать
сильную пружину.
667
Фиг. 1. Спидометр:
/ — трибки; 2 — кольцевой магнит; 3 —
картушка; 4 — магнитный экран; 5 — главная
ось; 6 — трехступенчатая червячная передача
счетчика; 7 — счетные барабанчики.

Магниты изготовляются и? сплавов алии и алнико, дающих при малом весе более сильные
магнитные поля. Магниты также могут быть выполнены из очень тонкой, измельченной
металлической стружки, спрессованной с искусственной смолой. Теперь применяют весьма легкие
проволочные магниты. Наконец, имеются оксидные магниты, созданные на керамической основе
и состоящие из окисей железа и щелочноземельных металлов. Такие магниты обладают весьма
большой коэрцитивной силой.
Счетчик пройденного пути
Привод счетчика осуществляется от главной оси спидометра с помощью
трехступенчатой червячной передачи, не зависимой от привода указателя
скорости.
Счетчик имеет несколько барабанчиков с цифрами, которые приводятся в движение
особыми ведущими колесами —трибками. Рядом с первым барабанчиком закреплена шестерня,
приводимая в действие червячной передачей; при каждом полном обороте этой шестерни
барабанчик поворачивается на одно деление. После каждых десяти оборотов шестерни первый
барабанчик приводит в движение второй и поворачивает его также на одно деление. После
каждых 100 оборотов шестерни второй барабанчик приводит в движение третий и
поворачивает его на одно деление. С третьего барабанчика вращение передается на четвертый и т. д.
(поворот на одну единицу четвертого барабанчика соответствует 1000 оборотам шестерни).
Принцип работы всех счетных механизмов одинаковый; конструктивное же
выполнение деталей механизма счетчика весьма различно.
Передаточное число спидометра
Число оборотов привода спидометра, отнесенное к пути, пройденному
автомобилем, обусловливается действительным радиусом качения шины,
передаточным числом главной передачи автомобиля и передаточным числом
привода вала спидометра.
1 *
Внутреннее передаточное число спидометра равно .
1UUU
Число оборотов вала привода спидометра на 1 м пути автомобиля
рассчитывают по следующей формуле:
где d — действительный диаметр шины;
п — передаточное число главной передачи;
v — передаточное число привода спидометра.
Теоретический расчет числа оборотов вала привода на 1 м пути
автомобиля должен проверяться опытным путем (прокаткой автомобиля), так как
в вычисления часто вкрадывается ошибка из-за погрешности в определении
действительного диаметра шины.
Обычно рассчитывают число оборотов вала привода спидометра, приходящееся не менее
чем на 10 м пути автомобиля (меньший путь приводит к неточности расчетов). Доли оборотов
при этом выражаются в дуговых градусах.
При прокатке автомобиля необходимо выдерживать установленное давление в шинах
и среднюю нагрузку автомобиля. Для исключения свободного хода в приводных механизмах
автомобиль подкатывают к началу измерительного участка. Показания скорости при
различных числах оборотов т вала привода рассчитываются по формуле
тс
V = км/час,
w
где с = 0,06 — постоянная величина;
w — внутреннее передаточное число.
Привод спидометра
Привод спидометра осуществляется с помощью гибкого вала, состоящего
из трех или четырех слоев проволоки, навитой на сердечник из проволоки.
Навивка слоев попеременно правая и левая. Вал уложен в защитной
оболочке.
* В СССР для авюмобильных спидометров принято передаточное число 1:624. Прим. ред.
668

Составные валы не удовлетворяют современным требованиям вследствие
шума, возникающего при их работе. Защитная оболочка выполняется в виде
эластичного металлического шланга из профилированной металлической
ленты (ленточная оболочка) с тканевым уплотнением или из
профилированной проволоки (проволочная оболочка).
Для защиты оболочки от коррозии применяется промасливание, фосфати-
рование или цинкование. На оболочки гибких валов мотоциклетных
спидометров надевают полихлорвиниловые трубки. Благодаря этому гибкий вал
полностью защищен от пыли, воды, масла и бензина. Защитные трубки
из натуральной резины себя не оправдывают.
Правильное размещение гибкого вала особенно важно для бесшумной
работы спидометра, а также для предотвращения преждевременной поломки
вала.
Радиус кривизны изгиба вала не должен быть менее 120 мм. Вал нужно
располагать так, чтобы он был вытянут и в процессе работы не растягивался,
не защемлялся и не переламывался.
Перегнутая защитная оболочка тормозит и скручивает гибкий вал.
Защемленная оболочка вызывает биение гибкого вала. Как следствие этого,
стрелка спидометра колеблется. Вал нужно время от времени смазывать.
Для этого лучше всего пригодны литиевые смазки, обладающие хорошей
морозо- и жароустойчивостью. На автомобиле гибкий вал должен
прокладываться таким образом, чтобы он не раскачивался и был защищен от
теплового излучения выпускной трубы.
Направление вращения стрелки указателя скорости
Направление вращения стрелки указателя скорости определяется всегда
со стороны шкалы по сравнению с направлением вращения часовой стрелки.
Спидометр для мотоциклов
Спидометр для мотоциклов устанавливают на передней вилке или в
корпусе фары (фиг. 2).
Привод прибора осуществляется от коробки передач или от переднего
или заднего колеса. Привод от заднего колеса особенно предпочтителен
при наличии телескопической передней вилки (фиг. 3 и 4).
Спидометр с наклонным валом
Обычно в спидометре главный вал и, следовательно, хвостовик,
соединяющийся с гибким валом, расположены под углом 90° к циферблату. Однако
часто по соображениям компоновки спидометра и хорошей прокладки
гибкого вала желательно наклонное расположение вала под углом 45° вниз
к циферблату.
Кроме того, вал должен иметь возможность располагаться не только
наклонно вниз, но и в сторону.
Для этого в спидометрах с наклонным валом постоянный кольцевой
магнит располагается наклонно внутри колоколообразной картушки.
Вызванное этим худшее использование магнитного поля обусловливает
применение магнитов с большой коэрцитивной силой. Подобные магниты
отливаются, прессуются или спекаются из алюминиевых или никелевых сплавов
с примесью кобальта.
ТАХОМЕТР
Принцип действия и конструкция тахометра такие же, как и у указателя
скорости спидометра. Гибкий вал тахометра нужно располагать особенно
тщательно (см. раздел «Трансмиссия спидометра»). Число оборотов вала
669

Фиг. 3. Крепление привода спидометра
на крышке тормозного барабана мотоцикла
Фиг. 2. Спидометр в корпусе фары. Zundapp.
Фиг. 4. Привод мотоциклетного спидометра
от втулки.
Фиг. 5. Тахограф.
Фиг. 6. График движения, записанный тахографом:
а — плохое вождение; б — хорошее вождение.
670

по возможности не должно превосходить 2000 в минуту. Для этого привод
тахометра должен осуществляться от распределительного вала. При тари^
ровке тахометра должно быть принято во внимание передаточное числа
от вала привода счетчика к коленчатому валу.
РЕГИСТРИРУЮЩИЕ ПРИБОРЫ
Для последующего контроля скорости движения, продолжительности
движения и стоянок используют самопишущий прибор —тахограф (фиг. 5).
В закрытом корпусе тахографа установлены спидометр, часы и лист для
записи. Спидометр приводит в движение карандаш, который перемещается
по листу; часовой механизм поворачивает лист (фиг. 6). Большинство реги-ч
стрирующих приборов рассчитаны на суточный пробег.
ТАКСОМЕТР (СЧЕТЧИК ДЛЯ ТАКСИ)
Привод таксометра осуществляется с помощью редуктора (с тремя
выводами) от штуцера привода спидометра на коробке передач.
Таксометр (фиг. 7) состоит из часового механизма и
нескольких счетных механизмов, приводящихся в действие при
движении автомобиля. Видимый спереди счетный механизм
показывает стоимость проезда; этот счетчик может быть
включен рычагом таксометра и его передаточное число может
быть установлено соответственно определенному тарифу.
Аппараты выпускаются на 3 и 4 тарифа. Включенный тариф
можно отчетливо видеть через специальное окошко.
Изменения в оплате указываются с помощью
устанавливаемого от руки числового барабанчика. Они также видны
в специальном окошке.
Остальные счетные механизмы служат для контроля
пробега и выручки. При этом контролируется гариф, пробег
(по основному тарифу) и надбавки к тарифу, а также пробег
при различных тарифах и суммарный пробег.
ПРИВОДЫ СПИДОМЕТРОВ, ТАКСОМЕТРОВ и т. п.
Привод спидометра от карданного вала
шестеренчатый.
Имеются различные способы присоединения
привода; например, закрепляют защитную
оболочку в отверстии шкворня передней оси, в то
время как вращающаяся ступица передает
крутящий момент квадратному концу гибкого приводного вала. Если наряду
со спидометром используются тарированный счетчик пройденного пути,
тахограф или таксометр, то применяется
так называемый триплексный механизм
(фиг. 8), являющийся одновременно
редуктором, так как счетчик пройденного
пути, тахограф и таксометр работают
с меньшим числом оборотов, чем спи-,
дометр.
Фиг. 7. Таксометр.
ИЗМЕРИТЕЛИ ДАВЛЕНИЯ МАСЛА
В манометрах с трубчатой
пружиной ось стрелки обычно не проходит
через центр прибора; размах стрелки
равен приблизительно 80°. Изогнутая
трубчатая пружина разгибается под давлением масла. Перемещение конид
671
Фиг. 8. Редуктор с тремя выводами для
присоединения спидометра и второго
прибора:
а— с — выводы.

пружины передается рычагом непосредственно на ось стрелки (прибор
при этом должен быть рассчитан на двукратное увеличение давления) или
через шестеренчатую передачу (в этом случае прибор рассчитывается на
десятикратное увеличение давления). При значительном превышении давления
трубчатая пружина упирается в корпус прибора. Поэтому подобные системы
применяются только при наличии корпуса прибора.
При слишком резком увеличении давления трубчатая
пружина деформируется или разрывается. При
возможных больших превышениях давления
представляют интерес только манометры с пластинчатыми
пружинами. В этих манометрах осуществлено
центральное расположение оси стрелки; размах стрелки
достигает приблизительно 300°. Начальный участок
шкалы должен быть растянутым для точного
измерения низких давлений. Вызванное давлением масла
перемещение пружины передается на ось стрелки
с помощью зубчатой передачи.
Контроль давления масла с помощью сигнального
диска в настоящее время совершенно не применяется.
Взамен этого используют сигнальную лампу давления
масла, зажигающуюся при критическом давлении.
Большой надежностью и точностью при
значительном сроке службы обладают устанавливаемые в
двигателе сигнализаторы аварийного давления масла,
включающие и выключающие цепь сигнальной лампы
(фиг. 9).
Фиг. 9. Сигнализатор
давления масла:
/ — клеммный винт;
2—регулировочный винт;
3 — пружина; 4 —
мембрана из синтетической
резины; 5 — контактный
диск с тремя шипами.
УКАЗАТЕЛИ УРОВНЯ ТОПЛИВА
Механические указатели уровня топлива
применяются только при переднем расположении топливного бака. Изменение
уровня топлива через поплавок, рычаг, соединенный с поплавком, и
зубчатую передачу передается по направлению движения на ось, расположенную
в крышке поплавка. Эта крышка и ось должны быть хорошо уплотнены,
чтобы запах просачивающегося топлива не беспокоил пассажиров
автомобиля. Стрелка прибора помещается непосредственно на соединительной оси
или приводится через промежуточную зубчатую передачу, заменяющую
зубчатую передачу в крышке поплавка. Соединительная ось в крышке и
арматура в топливном баке должны по возможности лежать на одной прямой.
Небольшие отклонения сглаживаются с помощью карданного вала,
соединительного шланга или гибкого вала. Соединительный вал между
указателем уровня топлива и арматурой в баке должен иметь возможность
перемещаться в продольном направлении для того, чтобы избежать защемления
передаточного ва л а.
Передача движения с поплавкового рычага на указатель измерителя
уровня может выполняться также с помощью проходящей в гибкой трубке
цепочки с шаровыми шарнирами. В этом случае стрелка находится под
воздействием натяжения пружины.
Пневматические указатели уровня топлива
имеют напорную трубку в баке, мерную соединительную трубку от бака
к измерителю и в качестве измерителя — пружинный (стрелочный) или
жидкостный манометр. В зависимости от уровня топлива в баке в напорную
трубку попадает большее или меньшее количество топлива, которое
соответственно этому сильнее или слабее сжимает находящийся в измерительном
трубопроводе воздух. Давление в трубопроводе измеряется тарированным
манометром. Пневматические указатели уровня в последнее время в
автомобилестроении не применяются. Они полностью вытеснены электрическими
указателями уровня.
672

Электрические указатели уровня топлива
состоят из датчика, находящегося в топливном баке, и указывающего
измерительного прибора — приемника. Датчик представляет собой реостат,
включенный в цепь батареи, по которому скользит подвижной контакт,
приводимый в движение с помощью поплавка и поплавкового рычага. В зависимости
от уровня топлива подвижной контакт удлиняет или укорачивает
включенный участок реостата. Большему или меньшему сопротивлению отвечает
соответствующее показание стрелки указателя уровня. Прибор тарируется
по величине сопротивления включенной части реостата, соответствующей
различным положениям подвижного контакта. На шкале прибора отмечены
деления, соответствующие */8, х/4 и т. д. емкости бака.
Подобные электрические приборы дают показания только при
количестве топлива, большем х/8 емкости бака.
Вследствие погружения поплавка нельзя учесть, кроме того, топливо
на расстоянии 35 мм от дна бака и на таком же расстоянии от верха
бака.
Таким образом, при плоских баках с большой площадью дна возникает
ряд трудностей, тем более что при колеблющемся уровне топлива неизбежны
дрожания стрелки прибора. Во избежание этих недостатков в конструкциях
указателей уровня был применен биметалл.
Указатель уровня топлива импульсного типа
имеет биметаллические пластины в датчике и в приемнике. Стрелка
приемника отклоняется вследствие деформации биметаллической пластинки из-за
нагревания ее током, протекающим по проволочной обмотке. Чем дольше
протекает ток по обмотке, тем сильнее нагревается биметаллическая
пластинка и тем больше будет ее деформация и отклонение стрелки.
Продолжительность импульса тока, протекающего по обмотке приемника,
определяется управляемым биметаллической пластинкой контактом в датчике.
Имеющаяся в датчике биметаллическая пластинка также снабжена обмоткой
и контактом, разъединяющим при нагревании цепь. Второй контакт тоже
подвижен и с помощью поплавка и поплавкового рычага прижимается к
контакту, находящемуся на биметаллической пластинке. Чем выше уровень
топлива, тем сильнее давление на контакт, находящийся на биметаллической
пластинке-датчика, больше промежуток времени до размыкания контактов
датчика, дольше протекает ток по обмотке биметаллической пластинки
приемника и, наконец, больше деформация этой пластинки и, следовательно,
отклонение стрелки.
Беспоплавковый. электрический указатель
уровня топлива имеет датчик с трубкой, разделенной на четыре
камеры, в каждой из которых расположен виток проволочного
сопротивления. Две из этих камер открыты снизу, так что соответственно уровню
топлива в баке в них поступает большее или меньшее количество топлива.
Две другие камеры полностью закрыты и наполнены воздухом. Витки
проволоки соединены по мостовой схеме и через них протекает электрический ток,
под действием которого проволока нагревается и проводимость ее изменяется.
У проволоки, погруженной в топливо, вследствие хорошей
теплопроводности жидкости температура и проводимость не изменяются. Между
проволокой, помещенной в сухих камерах и нагреваемой по всей длине, и
проволокой, частично погруженной в топливо, наполняющее камеры, в
зависимости от уровня в баке и нагреваемой вследствие этого неравномерно,
возникает разность напряжений, которая измеряется магнито-электрическим
вольтметром, градуированным в долях емкости бака.
Электрический указатель уровня топливас
вертикально движущимся поплавком изображен на фиг. 10.
В трубе помещены пять пар параллельно соединенных контактов.
Контакты расположены в вакуумных трубках или в общей трубе, заполненной
маслом или керосином. Контакты с помощью пятижильного кабеля
соединены с измерительным прибором — приемником.
43 Бюссиен £7 ~

Трубу с пятью вакуумными трубками охватывает кольцеобразный
поплавок. На поплавке помещен постоянный магнит, который, несмотря на очень
слабое создаваемое им магнитное поле, замыкает последовательно контакты,
скользя мимо них по трубе.
Пятижильный кабель, соединяющий контакты с приемником, образует
таким образом пять параллельных цепей. При замыкании каждой цепи ток,.
протекая по обмотке соответствующей катушки приемника, создает
магнитное поле, отклоняющее стрелку. Взаимное расположение контактов,
поплавка и магнита таково, что в определенных положениях магнит может
Фиг. 10. Электрический указатель уровня , топлива:
/, 2, 3,6,7 — контакты; 4 — поплавок; б — постоянный магнит; 8 - бак:
9 — сигнальная лампа; 10 — измерительный прибор; 11 — 15 — катушки.
одновременно замыкать два контакта, вследствие чего стрелка отклоняется
на некоторый промежуточный угол; поэтому в приборе возможны не пять,
а девять положений стрелки.
Преимущества этого указателя уровня заключаются в следующем.
Угол шкалы прибора равен приблизительно 180°, т. е. длина шкалы
в 3 раза больше, чем у всех до сих пор известных электрических указателей
уровня. Уточнить показания можно также за счет неравномерной
градуировки шкалы. Помимо этого, к цепи катушек можно легко приключить
сигнальные лампы, которые, загораясь, предупреждают о малом запасе топлива
в баке. Измерение уровня топлива осуществляется по вертикали, вследствие
чего возможно наиболее точное измерение.
Колебания уровня топлива исключаются, чем обеспечивается отсутствие
колебаний стрелки. Изменения напряжения аккумуляторной батареи.
используемой для питания электрических указателей уровня, не отражаются,
на показаниях прибора данной конструкции.
ДИСТАНЦИОННЫЕ ТЕРМОМЕТРЫ
Дистанционный термометр состоит из датчика (баллона), измерительного
трубопровода и указывающего прибора — приемника. Эти три части
составляют одну замкнутую систему, которая заполняется измерительной
жидкостью. Жидкость, находящаяся в датчике, при нагревании расширяется
и через трубопровод передает давление на приемник. При наполнении
термометра эфиром давление создается парами эфира. В качестве приемника
используется манометр с трубчатой пружиной с углом шкалы около 300°
при центральном расположении оси стрелки и 90° — при эксцентрично
674

установленной стрелке. Шкала термометра градуируется в градусах.
Датчики термометров устанавливаются на двигателе или на патрубке радиатора.
Измерительный трубопровод нельзя перегибать; он должен быть хороша
закреплен и на обоих концах должен быть уложен небольшой петлей, чтобы
он не натягивался. Накидная гайка, служащая для закрепления датчика
в блоке двигателя, не должна подвергаться сильному тепловому воздействию
(в частности, от выпускной трубы). Следствием перегрева являются
погрешности показаний или повреждение термометра избыточным давлением. Все
сказанное относится также к дистанционным термометрам, измеряющим
температуру масла *.
Так как в различных точках масляного картера температура масла
различна, то датчик термометра нужно помещать у задней стенки картера,
не обдуваемой потоком встречного воздуха и на определенной глубине.
Желательно измерять температуру масла, поступающего из насоса в
подшипники. Накидную гайку датчика нужно защищать от охлаждения
встречным потоком воздуха и от нагрева.
Электрические дистанционные термометры вы- *
полняются с биметаллическими пластинками, аналогично импульсным
указателям уровня топлива. Имеется конструкция электрического
дистанционного термометру который работает по тому же принципу, что и
электрический указатель уровня топлива. В этом приборе вместо
контактов, замыкающихся под действием поля постоянного магнита, имеется
маленькая месдоза. При расширении жидкости, находящейся в датчике»
дно месдозы приподнимается. Контакт, находящийся на дне месдозы,
включает последовательно пять электрических цепей. Шкала указывающего
прибора имеет и в этом случае угол около 180е. На шкале нанесены девять
делений. Термометры этой конструкции дают более точные показания,
чем импульсные приборы; точность показаний может быть еще более
повышена расширением шкалы в области критических температур. В этих
термометрах в каждую цепь также может быть включена сигнальная лампа,
которая в случаях переохлаждения или перегрева двигателя подает
световой сигнал.
ЧАСЫ
Часы для автомобилей изготовляются с ручным заводом или
электрические. При ручном заводе заводная головка помещается сзади на корпусе;
заводной валик может выводиться вниз или в бок; иногда заводную головку
помещают спереди. В этом случае головка одновременно используется для
перевода стрелок. Завод часов спереди выполняется также с помощью
специального тросика. При этом головка на конце заводного тросика
вытягивается наружу. Электрические часы разделяются на часы с автоматическим
подзаводом и полностью электрические часы.
АНАЛИЗАТОР ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
Состав отработавших газов находится в определенной зависимости от
состава горючей смеси. Поэтому для наблюдения за процессом сгорания
и для установления наименьшего расхода топлива при наибольшей
мощности двигателя используются анализаторы отработавших газов (фиг. 11 и 12).
Состав горючей смеси можно точно определить на основании анализа
отработавших газов, устанавливая наличие или отсутствие в них продуктов
полного сгорания (двуокиси углерода и воды), продуктов неполного сгорания
(окиси углерода), несгоревшего углеводорода и негорючих водорода и азота.
1 Жидкостные дистанционные термометры для контроля температуры масла обычно
заполняются не эфиром, а хлорметилом, что позволяет увеличить верхний предел измеряемой
температуры. Прим. ред.
43* 675

Анализ отработавших газов может быть выполнен химическим или
электрическим способами. В обоих случаях результаты точны и надежны,
если анализ выполнен правильно. Однако исследование состава
отработавших газов химическим путем очень сложно и требует много времени. В этом
отношении значительно проще электрический метод анализа, который дает
возможность немедленно установить по шкале прибора соотношение
количества воздуха и топлива в смеси.
Работа электрофизического анализатора отработавших газов основана
на следующем принципе. Известно, что газы различаются по
теплопроводности. Если по оси металлической трубки (патрона) натянуть тонкую про-
Фиг. П. Электрический анализатор
отработавших газов.
Фиг. VI. Анализ Отработавших газов
на автомобиле анализатором.
волоку, по которой пропустить постоянный электрический ток, то
температура проволоки и, следовательно, ее электрическое сопротивление будет
тем больше, чем меньшей теплопроводностью обладает газ, заполняющий
трубку, и чем хуже отводится тепло, выделяемое током в проволоке. Таким
образом, на основании простого измерения электрического сопротивления
проволоки можно непосредственно сделать заключение о химической природе
газа, заполняющего трубку.
При практическом осуществлении этого прибора четыре одинаковых
патрона помещают в металлическую колодку и соединяют по схеме моста
постоянного тока. Если во всех четырех патронах находится один и тот же
газ, например воздух, то стрелка гальванометра, включенного в диагональ
моста, остается на нуле. Этим способом можно контролировать равенство
четырех сопротивлений и, если это окажется необходимым, уравнивать их
с помощью маленького потенциометра (контроль нулевой точки).
Если два патрона («измерительные участки»), расположенные в двух
противоположных ветвях моста, заполнить исследуемым газом, то их
сопротивление изменится. Вследствие этого мост выйдет из равновесия и стрелка
гальванометра отклонится соответственно составу исследуемого газа.
В двигателях внутреннего сгорания состав отработавших газов зависит
только от степени сгорания, т. е. в итоге от соотношения количества воздуха
и топлива. Таким образом, ясно, что при введении отработавших газов
в измерительные патроны такого прибора отклонения стрелки гальванометра
соответствуют составу смеси, поступающей в двигатель. Соотношение
количества воздуха и топлива можно нанести на шкалу прибора с помощью
соответствующей тарировки гальванометра.
Известные американские и английские конструкции электрофизических
анализаторов отработавших газов имеют тот недостаток, что они относительно
велики по объему и тяжелы. В противоположность этому анализатор,
показанный на фиг. 11, весит только 2,5 кг и имеет малые габариты: 200 X 125 X
X 95 мм.
676

В двигателях внутреннего сгорания, у которых в свежую смесь
подмешивается смазочное масло, результаты измерений сильно искажаются
вследствие большого содержания в отработавших газах сгоревшего масла.
♦Для дизелей анализатор отработавших газов описанной выше конструкции
также непригоден. В этом случае больший интерес представляет прибор,
которым можно измерить избыток кислорода в отработавших газах.
ОСВЕЩЕНИЕ ПРИБОРОВ
Первоначально для освещения автомобильных приборов использовалось
только наружное освещение. Циферблат прибора освещался через щель
в корпусе или ободке расположенным снаружи источником света
(положение, световой щели следует определять
всегда по циферблату часов). Для рас-
сеивания света и равномерного осве-
щения циферблата пластмассовая
полоска светофильтра делается с одной
стороны матовая.
Осветительные лампы помещаются
часто в отражатели, выполненные
в виде коробок и окрашенные изнутри
в белый цвет, что позволяет лучше
использовать световой поток и
осуществить одновременное освещение одной
лампой двух приборов.
Для внутреннего освещения при- Фиг- 13- Кольцевое освещение прибора,
боров используется так называемое
кольцевое освещение. Оно характеризуется применением металлического
циферблата, имеющего кольцевой зазор между наружным краем и корпусом
прибора, через который может проходить свет. От края корпуса свет
отражается на циферблат. Чтобы свет, проходящий через зазор между
циферблатом и корпусом, не был видим спереди, под защитным стеклом прибора
ставится коническое кольцо, между нижним
краем которого и циферблатом проходит
свет (фиг. 13).
КОМБИНИРОВАННЫЕ ПРИБОРЫ
Из соображений экономии места часто
несколько различных приборов объединяют
вместе (фиг. 14). При этом очень важно иметь
в виду, что каждый отдельный прибор вместе
с циферблатом должен легко выниматься из
общего корпуса. Нужно по возможности
избегать размещения различных приборов
в большом корпусе спидометра, потому что
при порче спидометра приходится снимать
вместе с ним все приборы или брать в ремонт
поврежденный механизм спидометра без ци-
Ферблата, вследствие чего возникают иные
и указатель уровня топлива. затруднения.
ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ СПИДОМЕТРЫ И ТАХОМЕТРЫ
Эти приборы имеют особое значение для автомобилей, в которых затруднен
механический привод к тахометру и спидометру, особенно для автомобилей
с двигателем, помещенным сзади или под полом. В приборах с электрическим
приводом возможно получение особенно точных и устойчивых показаний;
эти приборы работают бесшумно.
677

Принцип измерения электрического напряжения
Так как напряжение генератора изменяется пропорционально числу
его оборотов, то для электрических тахометров и спидометров можно
использовать в качестве датчика небольшой генератор и измерять его напряжение
вольтметром. Вольтметр тарируется соответствующим образом в об/мин
или км1час.
При тарировке нужно учитывать: для
тахометра — передаточное число его привода по
отношению к коленчатому валу двигателя, для
спидометра— число оборотов привода на 1 км пути,
пройденного автомобилем. Эта система известна
уже давно и широко применяется в тахометрах
для больших корабельных дизелей и
стационарных двигателей. Применительно к автомобилям
задача состоит в замене применявшихся до сих
пор громоздких тяжелых датчиков
малогабаритными, легкими. Другими словами, необходимы
малогабаритные, очень легкие генераторы,
развивающие возможно большую мощность.
Одновременно необходимы также приборы для
измерения весьма низких напряжений; эти приборы
должны иметь угол шкалы примерно 270° и быть
нечувствительными к толчкам.
В спидометрах счетчик пройденного пути
приводится в действие следующим образом: вместе
с генератором-датчиком спидометра вращается
небольшой вал с кулачком, периодически
замыкающим цепь аккумуляторной батареи. Вследствие
этого при прохождении автомобилем
определенного отрезка пути на реле, помещенное в измерительном приборе, подается
импульс тока. При каждом импульсе реле приводит в действие храповой
механизм или мальтийский крест, которые поворачивают на один оборот
шестерню счетного узла (фиг. 15).
Фиг. 15. Привод счетчика
пройденного пути в
электрическом спидометре:
/ — счетный механизм; 2 —
оттяжная пружина; 3 — привод
храповика; 4 — реле; 5 —
провода; 6 — кулачок; 7 — контакт.
Принцип зарядки конденсатора
Конденсатор заряжают при помощи прерывателя цепи зажигания или
специального прерывателя тока батареи. Оба прерывателя размыкают цепь
в точном соответствии с числом оборотов коленчатого вала или с путем,
пройденным автомобилем. Число зарядок конденсатора измеряется и отсчи-
тывается по шкале прибора, градуированной в об/мин или в км!час.
Электрическая схема предусматривает периодическое переключение
конденсатора при помощи реле таким образом, чтобы сначала конденсатор
заряжался от батареи, а затем разряжался на измерительный прибор. Для
получения точных показаний прибора конденсатор перед каждой новой
зарядкой должен быть полностью разряжен. Реле переключает конденсатор
на зарядку и разрядку до 24 000 раз в минуту или до 400 раз в секунду, т. е.
с чрезвычайно большой частотой. В качестве измерительного прибора
используется очень чувствительный и точный гальванометр. Чём больше импульсов
тока в единицу времени попадает на конденсатор и на измерительный прибор,
тем больше отклонение стрелки, всегда пропорциональное числу
переключений реле.
Реле управляется отдельной цепью. При этом ток батареи автомобиля
размыкается специальным прерывателем, и для включения реле используется
ток первичной цепи зажигания, размыкаемый прерывателем на двигателе.
Так как частота размыканий пропорциональна числу оборотов двигателя
или пути, проходимому автомобилем, то эта пропорциональность сохраняется
678

также для частоты переключений реле и вследствие этого и для числа
зарядок и разрядок конденсатора, так что точность измерений оказывается очень
большой (фиг. 16).
Прерыватель цепи зажигания может быть использован только для
управления реле электрического тахометра, в то время как для управления реле
электрического спидометра необходим в качестве датчика специальный
прерыватель, устанавливаемый на коробке передач или в другом месте,
где число прерываний будет согласовано с пройденным путем. Для
электрических тахометров дизелей
требуется также особый датчик.
В отдельных конструкциях
описанный выше принцип может
быть несколько изменен. „ ц
Универсальный тахометр,
включаемый в систему зажигания
Для определения мощности,
расхода топлива и
экономичности двигателей весьма
желательны универсальные
переносные тахометры, работающие
от системы зажигания. Такие
тахометры удобны в качестве
вспомогательных приборов при
проведении испытаний и
одновременно в качестве
измерительных приборов ,для ремонтных
мастерских и станций
обслуживания. Выпускаемые подобные
переносные тахометры легко
регулируются на данное рабочее
напряжение и число цилиндров
и позволяют очень точно и быстро измерять число оборотов двигателя, для
чего требуется лишь подсоединение двух проводов к клемме прерывателя и
к корпусу.
Эти приборы работают по принципу зарядки конденсатора, как это
описано выше.
Известны также тахометры, работающие на переменном токе. Для их
привода служит маленький синхронный электродвигатель, помещенный
на оси высококачественного индукционного тахометра и питаемый током
системы зажигания. Подобные тахометры дают очень точные показания.
Их недостатком является то, что они не работают при скоростях вращения
ниже 500 об/мин, хотя именно этот диапазон оборотов очень важен для
регулирования холостого хода. Кроме того, прибор нужно пускать от руки,
он весьма тяжел и поэтому не удобен для переноски. При использовании
синхронного электродвигателя для привода приходится иметь больше типов
приборов, чем в случае универсальных тахометров, работающих от системы
зажигания с подачей импульсов на конденсатор.
Тахометр с трансформатором, работающий от системы зажигания
Недостатком прибора, основанного на принципе зарядки конденсатора,
является зависимость показаний прибора от напряжения. Из-за этого
колебания напряжения в цепи батареи, обычные при эксплуатации автомобиля,
могут привести к недопустимым погрешностям тахометра. Кроме того, реле,
необходимое в приборах, основанных на этом принципе, и работающее
с частотой до 24 000 переключений в минуту, должно быть чрезвычайно
чувствительным.
679
Фиг. 16. Схема включения искрового тахометра
в цепь зажигания (принцип зарядки конденсатора):
/ — конденсаторы; 2 — миллиамперметр, тарированный
в об/мин; 3 — реостаты и переключатели для различного
числа цилиндров, разных пределов скоростей вращения
и напряжений; 4 — реле; б — контакт; 6 —конденсатор;
7 — корпус („масса"); 8 — распределитель; 9 — батарея
аккумуляторов.

Разработан прибор, который обеспечивает чрезвычайно высокую
точность и надежность измерений и совершенно не зависит от колебаний
напряжения (фиг. 17). В этом приборе основной деталью является трансформатор
с кольцеобразным железным сердечником. С помощью трансформатора
в цепи измерительного прибора создается столько толчков тока, сколько
Фиг. 17. Тахометр с трансформатором, работающий от тока
зажигания:
1 — батарея; 2 — выключатель; 3 — клемма; 4 — катушка зажигания;
5 — распределитель; 6 — прерыватель; 7 — трансформатор; 8 —
измерительный прибор.
импульсов тока возникает в первичной обмотке катушки зажигания
двигателя. При этом одновременно достигается полная пропорциональность
между числом оборотов коленчатого вала двигателя, импульсами тока
в различных цепях схемы и показаниями прибора.
Электрический вибрационный тахометр
Электрические тахометры, работающие по принципу измерения
напряжений, имеют наибольшую погрешность только 1,5% от верхнего предела
измерений, что вполне допустимо. Однако при больших числах оборотов
вала двигателя, как, например, у гоночных мотоциклов (12000—15000об/мин),
такая погрешность составляет + 225 об/мин.
Чтобы получить удовлетворительную точность измерений и при таких
больших числах оборотов вала двигателя, используют вибрационные
тахометры, основанные на принципе измерения частоты. Эти приборы имеют
высокую точность, их погрешность не превосходит + 0,3% от номинального
значения длины шкалы. Чтобы иметь цену деления 25 об/мин, нужно
ограничивать область измерения вибрационного тахометра 3000—4000 об/мин.
Если при измерении числа оборотов вала двигателя на нескольких
режимах желательна особая точность, то используют в качестве датчика
магнитный индуктор с двумя измерительными приборами. Первый, работающий
на принципе измерения напряжения, имеет примерно диапазон
0—15 000 об/мин с возможной погрешностью + 1,5% от верхнего предела
измерений. Второй прибор — вибрационный для диапазона от 12 000 до
15 000 об/мин с погрешностью ± 0,3% от номинальной длины шкалы.
Если выбрать приборы в квадратных корпусах 97 X 97 мм, то оба прибора
можно легко составить вместе (общий размер 194 X 97 мм) для переноски
и использовать для испытаний на стенде и в пробной поездке.

XXI. ОТОПЛЕНИЕ, ВЕНТИЛЯЦИЯ И КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ
ВОЗДУХА В АВТОМОБИЛЯХ
ОТОПЛЕНИЕ АВТОМОБИЛЕЙ И НЕОБХОДИМЫЕ ПРИБОРЫ
Источники тепла
При рассмотрении теплового баланса двигателя внутреннего сгорания
можно увидеть, что только около 30% тепла, получаемого при сгорании
топлива, преобразуется в механическую работу, в то время как 30—35%
уносится газами и примерно 30% уходит непосредственно или через
охлаждающие приспособления бесполезно в атмосферу. Поэтому вполне
возможно использование тепла воды из радцатора или отработавших газов для
отопления автомобиля.
Имеющиеся в настоящее время установки для отопления автомобиля
используют тепло воды из системы охлаждения, отработавших газов и
посторонних источников.
Установки для отопления могут нагревать свежий или циркуляционный
воздух или тот и другой вместе.
Обзор отопительных установок для легковых автомобилей
Отопление водой из системы охлаждения
Обычно количества тепла, уносимого водой системы охлаждения даже
двигателей относительно малого литража, вполне достаточно для отопления
автомобиля. Например, у двигателя мощностью
50 л. с. уносится охлаждающей водой примерно
35 000 ккал/час, в то время как для отопления
легкового автомобиля при самых неблагоприятных
условиях требуется только 3000—4000 ккалЫас. На
фиг. 1 показан схематически простейший водяной
отопитель. При выходе нагретой воды из головки
блока, т. е. в самом горячем месте системы
охлаждения, часть струи ответвляется и подводится
обычно к радиатору отопителя, укрепленному на
внутренней стороне переднего щита автомобиля.
Нагретая струя воды отдает в радиаторе часть своего
тепла подаваемому вентилятором воздуху, который
используется для отопления автомобиля и частично
для предохранения от замерзания ветрового стекла.
Засасываемый вентилятором воздух может
подаваться или из кузова автомобиля (внутренняя
циркуляция), или снаружи по специальному каналу (свежий
воздух). Привод вентилятора осуществляется с
помощью небольшого электродвигателя, питаемого от батареи. Выходящая из*
радиатора отопителя вода возвращается в систему охлаждения двигателя
на участке между выходом воды из радиатора и входом в двигатель, т. е~
681
Фиг. 1. Конструкция
простого водяного отопителя.0
/ — пробка для выпуска
воздуха; 2 — патрубок для-
впуска воды; 3 —
вентилятор; 4 — электродвигатель;
5 — патрубок для выпуска'
воды; 6 — радиатор.

со стороны впуска водяного насоса. При летней эксплуатации автомобиля
циркуляция воды через отопитель перекрывается особым краником.
В настоящее время выпускаются различные водяные отопители, но в
большинстве случаев радиатор, вентилятор и электродвигатель помещаются
в небольшом общем корпусе. Преимуществом подобных отопителей является
легкость регулировки и низкая температура поверхности нагрева. В
автомобилях малой вместимости с термосифонным охлаждением требуемая
циркуляция в системе отопления может быть легко достигнута с помощью
установки небольшого водяного насоса.
За последние годы водяное отопление, особенно с поступлением свежего
воздуха, получило очень широкое распространение и применяется сейчас
почти на всех автомобилях, имеющих двигатели с водяным
охлаждением. Система отопления с внутренней циркуляцией воздуха находит
применение главным образом при установках отопителей на готовые автомобили.
Отопление отработавшими газами
Хотя количество тепла, уносимого газами, в процентном^ отношении
примерно равно количеству тепла, отдаваемого охлаждающей жидкости,
все же из-за низкой удельной теплоемкости отработавших газов и
затрудненной теплопередачи для отопления
используется только часть тепла газов. В
простейших системах отопления отработавшие
газы используются непосредственно как
теплоноситель и пропускаются через
расположенный внутри автомобиля калорифер
(фиг. 2); газы проходят через
теплообменник, обтекаемый циркулирующим
внутренним или свежим воздухом (фиг. 3).
Обе эти установки имеют, однако, тот
недостаток, что при негерметичности
калорифера или теплообменника вследствие температурных напряжений
и коррозии отработавшие газы могут попасть внутрь автомобиля. В
зависимости от мощности двигателя, отработавшие газы могут содержать до 12% СО,
'Фиг. 2. Простейшая система отопления
отработавшими газами:
1 — калорифер; 2 — пол кузова; 3 —
трехходовой кран.
Фиг. 3. Простейшая система отопления
выхлопными газами с забором свежего
воздуха.
Газы
Фиг. 4. Отопление выхлопными газами
с передачей тепла' промежуточным
теплоносителем:
/ — калорифер; 2 — теплообменник.
поэтому при таком отношении опасность отравления очень велика. В целях
безопасности отопление автомобилей этим способом запрещено. Чтобы не
отказываться полностью от использования тепла отработавших газов,
разработаны более совершенные отопители, в которых передача тепла от газов
воздуху совершается через промежуточный газообразный или жидкостный
теплоноситель. Вследствие этого опасность отравления устраняется.
На фиг. 4 изображена схема подобного устройства.
Преимуществом отопления отработавшими газами является быстрое
нагревание и высокая температура воздуха, подаваемого в обогреватель
ветрового стекла. Кроме того, подобные системы применимы для двигателей
как с водяным, так и с воздушным охлаждением. К недостаткам такого
682

обогрева можно отнести малое аккумулирование энергии отработавших
газов, особенно при спуске с горы, а также сложность регулировки и
возможное проникновение шума в кабину автомобиля.
Отопление посторонним источником тепла
В некоторых случаях необходимо, чтобы отопление не зависело от
двигателя или аккумуляторной батареи. В таких отопителях тепло, выделяемое
при сжигании топлива, передается в теплообменнике непосредственно
нагреваемому воздуху или косвенно — с помощью промежуточного
теплоносителя, подводящего тепло к калориферу, установленному внутри
автомобиля. Отопление может быть основано на нагреве свежего воздуха или
внутреннего циркулирующего воздуха, или на комбинировании обоих способов.
Преимуществами этой системы отопления являются: постоянное количество
тепла, не зависимое от режима работы двигателя, быстрое приведение в
действие, возможность обогрева при стоянке автомобиля.
Недостатки этой системы: увеличение стоимости эксплуатации из-за
дополнительного расхода топлива и трудность регулировки.
Подобные отопители используются главным образом для автомобилей
с двигателями воздушного охлаждения и для автобусных прицепов, в
которых другие источники тепла отсутствуют или недостаточны.
Ориентировочные данные по теплопроизводительности
и распределению воздуха
Теоретический расчет калорифера довольно сложен, так как количество
требуемого тепла зависит, помимо типа автомобиля, также и от качества
кузова и в особенности от системы отопления и способа подвода тепла.
Наиболее целесообразно устанавливать величину калорифера для
автомобилей отдельных типов экспериментальным путем. При этом одновременно
исследуют распределение потоков тепла в кузове. Система отопления должна
обеспечивать быстрое нагревание воздуха внутри автомобиля примерно
до 18—20° С при равномерном его распределении; этот нагрев должен
достигаться при температуре окружающего наружного воздуха от —15° до —20° С
и соответствующих скоростях автомобиля.
Необходимое количество тепла в основном определяется теплом,
уносимым с поверхности кузова (зависит от скорости автомобиля), и потерями
тепла, вызванными естественным воздухообменом (зависят от неплотностей
кузова автомобиля); при нагревании свежего воздуха — также теплом,
нужным для подогрева массы свежего воздуха, поступающего в кузов
автомобиля.
Кроме этого, при установлении параметров калорифера нужно принимать
во внимание, что, во-первых, по желанию пассажиров может потребоваться
быстрое достижение необходимой температуры и что, во-вторых, современные
автомобили имеют большую площадь окон. По указанным причинам
калорифер должен иметь достаточно большие размеры. Экспериментально
установлено, что количество тепла, требуемое для обогрева четырех- и
пятиместных автомобилей, составляет при внутренней циркуляции воздуха*
в среднем 1500—2000 ккал/час. При нагреве свежего воздуха требуемое
количество тепла увеличивается примерно на */з и составляет 3000—
3500 ккал/час.
При определении величины калорифера для указанного количества тепла
при водяном отоплении температура воды принимается равной 80° С и
температура внешнего воздуха от —15° до —20" С. Поэтому в системе
циркуляции воды следует ввести надежный термостат или радиатор автомобиля
должен иметь хорошо закрывающиеся жалюзи. Желательно, чтобы
необходимый обогрев достигался с возможно меньшими затратами энергии.
Мощность вентилятора, используемого при обогреве свежим воздухом,
составляет, включая расход на размораживание ветрового стекла,
примерно 20 ет для автомобилей малой и средней вместимости и доходит до
683

50 em — для автомобилей большой вместимости. Повышенная мощность
вентилятора особенно желательна в летнее время.
Воздух для отопления забирается большей частью спереди кузова
автомобиля, за решеткой радиатора справа или слева от него. При больших
скоростях движения в этом месте образуется избыточное давление, и
необходимое для отопления количество всасываемого воздуха может быть
получено при скоростях 40—60 км/час без помощи вентилятора. От воздухо-
заборного отверстия до калорифера, расположенного обычно спереди или
сзади на переднем щите автомобиля, воздух проходит по каналу, который
желательно по возможности изолировать. Для уменьшения охлаждения
нагретого воздуха в длинных каналах нужно стараться расположить
калорифер возможно ближе к
переднему щиту. Воздухозаборное
отверстие также можно распо-
/
Фиг. 5. Поступление свежего воздуха через
вентиляционный люк перед ветровым стеклом.
фиг. б. Отопитель фирмы BEHR,
устанавливаемый под сиденьем.
ложить на верхней стороне капота, непосредственно перед ветровым
стеклом. В автомобилях некоторых типов в этом месте заранее делаются
воздухозаборники, которые могут быть непосредственно использованы для
отопления с забором свежего воздуха (фиг. 5).
Поскольку характерными для работы отопителя являются малые
скорости автомобиля от 30 до максимум 40 км/час при движении по заснеженным
или обледеневшим дорогам, в условиях городского движения и в горах,
то необходима установка «вентилятора с электрическим приводом.
Большое значение имеет распределение воздуха и равномерное
нагревание внутренней части автомобиля. Нагретый в калорифере воздух
используется для размораживания и осушения ветрового стекла н для обогревания
автомобиля. Для обогревания автомобиля целесообразно пропускать воздух
по распределительному каналу, расположенному в нижней части кузова
поперек. Из этого канала воздух через щели распределяется равнохмерно
по всему кузову. Вследствие этого внутри кузова образуется определенное
избыточное давление, которое препятствует проникновению внутрь холодного
воздуха и пыли. Избыточный воздух выходит через щели кузова или через
вентиляционные отверстия. Хороший обогрев задних сидений от
поступающего спереди нагретого воздуха возможен только в том случае, если
переднее сиденье снизу открыто и скорость истечения воздуха из канала достаточно
велика. Если эти требования невозможно осуществить, то заднее сиденье,
особенно в больших автомобилях, обогревается или с помощью подводки
теплого воздуха специальным каналом, или с помощью дополнительного
отопителя, помещаемого под сиденьем (фиг. 6).
Размораживание и осушение ветрового стекла
Если влага, находящаяся в воздухе, заполняющем кузов автомобиля,
и появляющаяся в результате дыхания пассажиров, попадает на холодное
ветровое стекло, то последнее запотевает. Это явление обнаруживается тем
684

сильнее, чем выше температура внутри кузова. Прежде это устранялось
при помощи стеклянного щитка с проволочным нагревательным элементом,
помещенным на ветровом стекле. Однако такое приспособление не дает
удовлетворительного результата в отношении боковых стекол и, кроме того,
затрудняет свободный обзор через переднее стекло.
Запотевание стекла с внутренней стороны может быть уменьшено или
исключено совершенно следующим образом.
1. Уменьшение влажности воздуха внутри автомобиля путем
перемешивания со свежим воздухом (возможно только при отоплении с поступлением
свежего воздуха). Для того чтобы избежать сквозняка на уровне лиц
водителя и пассажира, подмешиваемый воздух предварительно соответствующим
образом подогревается.
2. Повышение температуры стекла до температуры, превышающей точку
росы влажного внутреннего воздуха. Это осуществляется обычно с помощью
равномерного обдува ветрового стекла нагретым наружным или внутренним
воздухом (примерно 1 м3/мин). Теплый воздух отводится от отопителя
с помощью шланга (диаметр примерно равен 40 мм) и подводится к
расположенным позади переднего щита автомобиля соплам, выходящим к нижней
кромке ветрового стекла. Обдувающий внутреннюю сторону стекла воздух
препятствует соприкосновению влажного воздуха кузова с поверхностью
стекла. Ширина щели сопла составляет 6—8 мм при длине примерно 150—
200 мм.
Необходимо отметить, что запотевание стекол при отоплении с
поступлением свежего воздуха меньше, чем при отоплении с внутренней
циркуляцией воздуха.
Регулировка системы отопления
При эксплуатации отопителя, рассчитанного на возможно низкие
наружные температуры, необходима регулировка производительности калорифера
в случае изменения температуры внешнего воздуха. Кроме этого,
отопительная установка должна использоваться не только в зимние месяцы, но и в
переходные периоды. В последнем случае желательна более точная регулировка.
В настоящее время применяются
главным образом следующие способы
регулировки.
1. Изменение количества воздуха,
протекающего через калорифер. При этом
способе число оборотов вентилятора и,
следовательно, производительность
калорифера можно по мере надобности
изменять с помощью регулировочного
переключателя с добавочным сопротивлением,
вводимым в цепь электродвигателя. Такое
приспособление пригодно, однако, только
для отопления с внутренней циркуляцией воздуха, так как в этом случае
масса воздуха, протекающая через отопитель, мало зависит от режима езды.
2. Изменение количества воды, протекающей через калорифер.
Количество воды, протекающей через калорифер и необходимое для получения
нужного количества тепла, регулируется с помощью крана. Этот способ
регулировки применяется особенно широко при отоплении с поступлением
свежего воздуха. Приведение в действие крана осуществляется большей
частью с помощью ручного рычага (фиг. 7), который помещен на панели
и может перемещаться вертикально или горизонтально. Некоторые
американские автомобили уже оборудованы автоматически действующими венти-^
лями для регулирования количества воды. Эти вентили управляются находя-"
щимся в кузове термостатом, который может быть отрегулирован в
соответствии с определенной температурой воздуха в кабине.
685
Фиг. 7. Установка рычага
управления отопителем на панели.

3. Изменение производительности калорифера смешением холодного
и теплого воздуха. При этом способе регулировки поток теплого воздуха,
выходящий из калорифера, перемешивается перед впуском в кузов с
пропускаемым через обходный канал потоком холодного воздуха. Желаемое
соотношение нагретого и холодного воздуха достигается с помощью
соответствующих 'заслонок, устанавливаемых в каналах. Такая регулировка
позволяет сразу изменять температуру воздуха. Однако подобное
приспособление довольно сложно и занимает много места.
Также очень важно распределение воздуха для обогрева внутреннего
пространства автомобиля и для размораживания ветрового стекла. Должна
быть предусмотрена возможность подавать теплый воздух одновременно
к соплам обогревателя и в кузов или только вверх или вниз. Это требование
может быть выполнено с помощью соответствующего устройства заслонок.
Температура воздуха для обогрева кабины автомобиля и для обогревателя
должна регулироваться раздельно. При этом, например, при полном нагреве
внизу можно подвести через сопла обогревателя вверх холодный или слабо
нагретый воздух, который очень приятен на уровне головы. Так как
современные отопительные и вентиляционные установки позволяют выбирать
с достаточной точностью нужную температуру воздуха, высушивать влажный
зимний воздух и, кроме того, направлять с помощью специального рычага
воздушный поток по желанию или в верхнюю часть кузова, или вниз к ногам,
то очевидно, что подобные автомобильные приспособления уже более
совершенны, чем обычные установки для обогрева и вентиляции жилищ. Таким
образом, нужно создать в кузове искусственный климат: поддержать
нужную температуру, влажность и т. д., т. е. необходимо кондиционирование
воздуха. Установки для кондиционирования воздуха называют также
климатическими прежде всего для того, чтобы отличить их от обычных
нерегулируемых отопителей, рассчитанных только на обогрев автомобиля в зимние
месяцы.
Усовершенствование установок для кондиционирования воздуха
Большей частью описанные приспособления практически достаточны
для европейских условий эксплуатации автомобиля, поскольку они
обеспечивают достаточный обмен воздуха и регулируемый нагрев. Однако
желательны устройства, позволяющие регулировать
tL°C{ 1 г 1 1 1—-=х температуру и влажность воздуха в кузове
с помощью термостата независимо от состояния
наружного воздуха. Для полного
кондиционирования воздуха необходимы еще
приспособления для охлаждения воздуха в очень
жаркие дни. При внешней температуре свыше 25°С
нормами VDI задаются следующие температуры
внутренних помещений (при 60% влажности):
Наружная температура . . . 25° 30° 35°
Желательная температура
0 0,2 0* 0,6 Ofi 1,0 чм/сеА , внутренних помещений ... 22° 25° 2У
На самочувствие пассажиров влияет, однако,
не только температура воздуха, но также и
скорость воздушного потока. Высокая
температура может быть даже приятна, если будет
соответствующее движение воздуха.
Зависимость наиболее благоприятной температуры
воздуха от скорости воздуха показана на
фиг. 8. Установки, удовлетворяющие этим
требованиям, очень дороги, тяжелы и имеют значительные размеры.
В США в настоящее время применяются в автобусах дальних
междугородных линий и в отдельных легковых автомобилях высшего класса пол-
686
Слишком
/
у
I
/775/7/7*?^
2\
3
>
^—
Слитом
Х0Л01
~~
^
26
24
22
20
1Ь
16
Фиг. 8. Зависимость наиболее
благоприятной температуры
воздуха tL от скорости воздуха v
(зона комфорта):
/ — верхняя граница зоны
комфорта; 2 — линия комфорта
(наиболее благоприятная температура);
3 — нижняя граница зоны
комфорта.

ностью автоматически регулируемые установки кондиционирования
Однако это, вероятно, вызывается специфическими условиями
американского континента, чтобы несколько выровнять резкие климатические
контрасты, имеющиеся на длинных участках пути, и доставить максимальный
комфорт пассажирам. Эти условия, однако, несравнимы с европейскими.
ВЕНТИЛЯЦИЯ И РЕГУЛИРОВАНИЕ СОСТОЯНИЯ ВОЗДУХА В АВТОМОБИЛЯХ
Основы вентиляции
Самочувствие человека в помещении зависит главным образом от
температуры воздуха, его влажности и чистоты. Это относится полностью к
к пассажирам автомобиля. Внутренний объем кузова автомобилей малой
и средней вместимости равен 2—3 м3 и американских автомобилей большой
вместимости 4—4,5 м3. Этот объем составляет примерно 1/1о объема маленькой
комнаты. Если, например, находящиеся в таком маленьком невентилируемом
помещении четыре человека не могут, конечно, чувствовать себя хорошо,
принимая во внимание, что они также могут курить и разговаривать, то еще
менее удобств представляет для них кузов автомобиля. Если в этом случае
открыть окно автомобиля, то пассажир, сидящий непосредственно у
открытого окна, будет тотчас же ощущать тягу воздуха. Кроме того, открытие
окна при движении с большой скоростью по автостраде неприятно для
пассажиров и вызывает довольно сильный шум. Имеющиеся частично в наличии*
дополнительные вентиляционные приспособления, как, например,
воздухозаборники перед ветровым стеклом, открываемое ветровое стекло, боковые
заборники на кабине, канал для свежего воздуха рядом с двигателем и т. д.,
могут в лучшем случае использоваться только летом. Однако целью и
назначением вентиляционных устройств является подача в кузов свежего воздуха
не только в жаркие дни летом или в переходные периоды, но и в течение всего
года. При этом предполагается, что свежий воздух должен поступать в кузов
без сквозняка, равномерно распределяться в нем, а зимой соответствующим
образом подогреваться.
Если рассматривать в этой точки зрения имевшиеся до сих пор
вентиляционные устройства, то нужно отметить, что в большинстве случаев они
оказываются недостаточно эффективными. Необходимо с помощью хорошей
вентиляции добиться, чтобы автомобиль, за исключением очень жарких дней»,
мог ехать с полностью закрытыми окнами и при этом пассажиры не
жаловались бы на недостаток свежего воздуха.
При определении количества свежего воздуха, необходимого для
вентиляции автомобиля, целесообразнее всего исходить из норм, принятых для
помещений с кондиционированием воздуха. В этом случае считают
достаточным количество воздуха 0,7—0,8 м3/мин на одного человека. Для
четырехместного автомобиля, таким образом, получается необходимое количество
воздуха в среднем 3 м3/мин.
При практическом выполнении вентиляционных устройств можно принять
это ориентировочное количество воздуха как минимум при скорости
автомобиля примерно40 км/час. При больших скоростях эта величина, конечно,
будет выше. В имеющихся вентиляционных устройствах это значение расхода
воздуха легко может быть достигнуто.
При стоянке и езде с малой скоростью потребное количество воздуха
обеспечивается осевым или центробежным вентилятором, приводимым в
движение небольшим электродвигателем. При наружной температуре ниже 20° С
температура этого объема воздуха должна быть выдержана достаточно точно,
так как более низкие температуры даже при отсутствии сквозняка будут
создавать у пассажиров впечатление холода.
При наружной температуре, превышающей 25° С, указанный расход,
воздуха, представляющий собой только минимальную потребность в свежем,
воздухе, должен быть значительно увеличен. Нужно отметить, что темпера-
• 687

тура внутри автомобиля превышает наружную температуру примерно на 6—
•8° С. При таких условиях необходим расход воздуха 6—12 м3/мин, который
может быть получен только при достаточно больших поперечных сечениях
каналов для воздуха (2—3 дм2) и при скоростях движения автомобиля выше
50 км/час. Если подача такого количества воздуха без ощутимой тяги
невозможна, то при подобной высокой температуре наружного воздуха допускают
небольшой сквозняк. В современных автомобилях такой обмен воздуха,
необходимый для летней вентиляции, достигается только в редких случаях;
однако высокая температура в странах с умеренным климатом бывает также
весьма редко. Необходимо конструировать такие вентиляционные устройства,
которые могут быть использованы в течение всего года, допускают подачу
нормального количества свежего воздуха без сквозняка, правильное его
распределение и точную регулировку температуры в кузове.
Обзор вентиляционных устройств и их действия
Открытие окон
Вентиляция кузова открытием окон применяется в настоящее время
главным- образом в старых автомобилях, так как в этом случае затрудняется
регулирование температуры. Подобная вентиляция, как указывалось выше,
имеет еще и другие недостатки. При открытии передних окон в кузове
автомобиля создается пониженное давление. Это вызывает тягу воздуха через
щели кузова или через недостаточно уплотненные отверстия в переднем щите
автомобиля, а также проникновение пыли и газов из подкапотного
пространства.
Вентиляция системы Fischer
В так называемой бессквозняковой вентиляции системы Fischer (США'
воздух вводится в кузов без сквозняка. Специальные вентиляционные
окна могут быть установлены особым образом, вследствие чего обеспечивается
эффективная вентиляция даже при медленной езде по городу в жаркие дни.
Большим недостатком этого способа вентилирования является появление
значительных разряжений в кузове, могущих доходить до 20 мм вод. ст.,
в зависимости от степени открытия окон.
Открываемые задние вентиляционные окна
Исследования, проведенные с открываемыми задними вентиляционными
окнами, которыми снабжены американские и некоторые немецкие автомобили*
показали, что можно получить хорошую бессквозняковую вентиляцию всего
кузова автомобиля, особенно если спереди имеются воздухозаборные
отверстия, так как при этом воздух принудительно прогоняется через кузов.
Однако эти окна создают очень сильные разряжения, и поэтому открывать
их следовало бы только в очень жаркие летние дни или при езде с малой
скоростью.
Вентиляционные люки, расположенные перед ветровым стеклом
Специальные вентиляционные люки, находящиеся перед ветровым
стеклом, создают внутри кузова большое избыточное давление. С их помощью
воздух подается в кузов по кратчайшему пути, при этом он почти не
нагревается. Кроме этого, расположение подобных воздухозаборников очень
благоприятно для поступления свежего воздуха. Так как люк расположен
сравнительно высоко, то в значительной мере устраняется возможность
попадания в кузов отработавших газов от едущих впереди автомобилей.
Вентиляционные люки мощю использовать только в летние месяцы,
так как они создают внутри кузова сильные воздушные потоки, поэтому их
надо закрывать при движении с большой скоростью и при низких
температурах.
638

Каналы для подвода свежего воздуха
Еще одним способом вентиляции, при котором используется скоростной
напор перед автомобилем, является установка каналов для подвода свежего
воздуха из-за решетки радиатора. Каналы располагаются рядом с двигателем
и подводят воздух внутрь кузова. Поперечное сечение этих каналов,
соответствующее потребному количеству свежего воздуха, по американским данным
составляет 2—3 дм2. Каналы должны быть хорошо изолированы от тепла,
излучаемого нагретым двигателем, и от шума.
Примеры выполнения комбинированных отопительных и вентиляционных
установок
К современным автомобильным отопительным и вентиляционным
установкам, пригодным для эксплуатации в течение всего года, предъявляются
особые требования. Ниже рассмотрены несколько подобных комбинированных
установок.
В установке для отопления и вентиляции фирмы BEHR (фиг. 9) свежий
воздух поступаете воздухозаборник, расположенный перед ветровым стеклом,
Фиг. 9. Основные части комбинированной установки для отопления и
вентиляции фирмы BEHR:
/ — сопла обогревателя; 2 — воздухозаборник; 3 — регулирующий вентиль; 4 —
воздухопроводы; 5 — колено с вентилятором; 6 — рычаг управления; 7 — корпус с
калорифером.
и с помощью вентилятора подается к калориферу. Распределение воздуха
осуществляется с помощью расположенных по стенкам кузова внутри
воздухопроводов или через сопла обогревателя. Расположение
воздухопровода таково, что вентиляция осуществляется без сквозняка.
На фиг. 10 дана схема комбинированной установки с воздухозаборником,
расположенным перед радиатором. Теплообменник с вентилятором помещен
рядом с двигателем. Засасываемый спереди и подогреваемый в калорифере
свежий воздух поступает в распределительный канал, проходящий по
внутренней стороне переднего щита автомобиля поперек всего кузова. В случае
надобности подогретый свежий воздух подается в сопла обогревателя. При летней
эксплуатации калорифер выключается, и установка служит только для
вентиляции кузова с помощью свежего воздуха.
В последнее время подобные отопительные установки с забором свежего
воздуха устанавливаются также на грузовых автомобилях. В этом случае
затраты, безусловно, оправдываются, если учесть, что водитель грузового
автомобиля должен находиться в пути в любую погоду, днем и ночью. На
фиг. 11 показан отопитель для кабины грузового автомобиля. В отопителе
44 Бюссиен 689

Фиг. 10. Комбинированная установка фирмы BEHR с передним расположением
воздухозаборника.
Фиг. 11. Отопитель фирмы BEHR для кабины грузового автомобиля.
Фиг. 12. Автобусный отопитель
с внутренней циркуляцией
воздуха фирмы BEHR
(«Aqua tor»).
Фиг. 13, Расположение в автобусе двух отопителей с внутренней
циркуляцией воздуха.
690

этой конструкции свежий воздух для отопления и вентиляции может
проходить через люки с обеих сторон кабины и поступает в калорифер или в
соответствующие распределительные каналы. Для вентиляции в летнее время
воздух может подаваться от люков не через калорифер, а непосредственно
в кабину.
Фиг. 14. Отопитель фирмы
BEHR для автобусов с
двигателем, расположенным
сзади или под полом.
Фиг. 15. Расположение в автобусе установки Фиг. 16. Различные способы распределения
фирмы BEHR. нагретого воздуха в автобусной установке.
В настоящее время некоторые фирмы изготовляют специальные приборы
для отопления и вентиляции автобусов. Если раньше для^ отопления кузова
применялись только установки с внутренней циркуляцией воздуха (фиг. 12
и 13), то в настоящее время возрастает потребность в отопителях с забором
свежего воздуха, с помощью которых может быть одновременно достигнута
и хорошая вентиляция кузова.
На фиг. 14 изображен отопитель, который может быть установлен,
в частности, в передней части автобуса при расположении двигателя сзади
или под полом. Такая установка показана на фиг. 15. На фиг. 16 даны
различные варианты отопителей фирмы BEHR для вентиляции и отопления кузова.
Чтобы обеспечить достаточную эффективность установки при малых
скоростях движения и даже при стоянке, в отопителе имеется вентилятор с
электрическим приводом. Нагрев свежего воздуха осуществляется с помощью
калорифера, включенного в систему охлаждения двигателя. Охлаждение
воздуха до температуры ниже наружной осуществить с этим прибором
невозможно.
44*
691

СОДЕРЖАНИЕ
4. Теория автомобиля (автор Л. Jante, редактор перевода О. М. Красиков) 6
Автомобиль и автомобильное движение. . . . 5
Внешние сопротивления движению и мощностный баланс автомобиля 6
Уравнение движения 6
Мощность двигателя 6
Сопротивление трансмиссии 7
Сопротивление качению колес 7
Сопротивление воздуха 8
Сопротивление подъема 10
Сопротивление разгону 11
Общие соотношения 13
Мощность на крюке прицепа 14
Определение положения центра тяжести автомобиля 14
Сцепление колес с дорогой 15
Коэффициент сцепления 15
Нормальное давление 18
Пределы разгона 19
Пределы подъема 21
Пределы торможения 21
Влияние силы тяги или силы давления прицепа и их направления на
нормальные давления колес автомобиля 23
Распределение нормального давления и окружного усилия 24
Общие положения 24
Распределение крутящего момента для привода на четыре колеса 26
Регулятор тормоза для торможения четырех колес 26
«Секунда испуга» и практика торможения 27
Путь обгона 30
Расстояние (интервал) между автомобилями % 30
Границы заноса и опрокидывания на поворотах / 31
Влияние расположения ведущих колес, тормозов и рулевого управления на
движение автомобиля 33
Механические нагрузки в трансмиссии " 35
Процесс трогания с места 36
Нормальный процесс трогания с места 36
Распределение энергии 39
Пределы ускорения 41
Возможности повышения средней скорости при трогании с места 42
Специальное сцепление 42
Основная ступень трансмиссии 43
Идеальный процесс трогания с места 44
Влияние числа ступеней и времени переключения передач на процесс
трогания с места 44
Механика дифференциального механизма 44
Простой дифференциал ... - 44
Эксплуатационные графики крутящих моментов 47
Несимметричный дифференциал 49
Простые контрольные измерения . .' 50
Проверка тахометра 50
Проверка мощности двигателя 50
Влияние состояния всасываемого воздуха на мощность двигателя 5]
Характеристики автомобильных двигателей 52
Тяговые характеристики автомобилей §4
Общие положения g4
Равномерное движение . • 55
Неустановившееся движение 57
Упрощенный метод определения численных значений 59,
692

Передаточные числа коробки передач 61
Передаточные числа коробки передач и равномерное изменение тягового усилия 61
Предъявляемые требования и оценка 61
Методика расчета передаточных чисел 65
Пример расчета . 67
Передаточные числа коробки передач и наименьший расход топлива ..... 71
Условия для бесступенчатой коробки передач 71
Условия для ступенчатой коробки передач 72
Передаточные числа и наибольшее ускорение 74
Передаточное число первой передачи для наибольшего ускорения 74
Передаточное число промежуточной передачи для наибольшего ускорения
при трогании с места 75
Пример расчета 75-
II. Топлива (авторы W. Ostwald, H. Waldmann, редактор перевода В. Д. Резников) 77
Топливо и процесс сгорания в двигателе 77
Топливное сырье 79
Растительное сырье 79
Торф 81
Бурый уголь 82
Каменный уголь и антрацит 83
Природный и другие горючие газы 86
Нефть . 87
Сланцы 88°
Химические и термические свойства топ лив 88
Состав топлив 88
Горение топлив 93
Процессы производства топлив 100
Брожение 100
Сушка 101
Адсорбция 101
Абсорбция . 101
Экстрагирование и селективное растворение 102
Смешение 102
Отбензинивание 104
Фракционная перегонка 104
Фракционная конденсация 10S
Полукоксование 105
Коксование 10S
Газификация 106
Газификация с воздухом 107
Газификация с водяным паром 107
Газификация с кислородом 107
Гидрогенизация 108-
Крекинг и пиролиз 111
Риформинг и изомеризация 112
Алкилирование . 112
Полимеризация, циклизация, ароматизация 112
Синтез US
Ректификация 113-
Стабилизация . 113-
Очистка 114
Гидрогенизационная очистка 114
Процесс Reppe US
Виды топлив о 115
Топлива для карбюраторных двигателей 115
Бензин 115
Бензол и бензино-бензольные смеси 121
Спирты и смеси, содержащие спирты - * 121
Топлива для гоночных автомобилей 122
Тракторный керосин - . 125
Присадки к топливам для карбюраторных двигателей 126
Газообразные топлива 127
Сжиженный газ 129
Метан 132
Канализационный газ 133
Светильный газ 133
Твердые топлива * 133
Специальные топлива 134
Дизельные топлива 134
Методы испытаний я показатели качества топлив 136
Отбор пробы 136
693

Чистота топлив ЬЭ6
Испаряемость 139
Сгорание в двигателе. Антидетонационные свойства и воспламеняемость топлив 143
Определение сернистой кислоты в отработавших газах 154
Электрические газоанализаторы 154
Цвет отработавших газов 155
Пределы воспламеняемости и температуры самовоспламенения 155
Плотность топлива 156
Теплотворность 157
Смешиваемость топлив, растворимость и содержание воды в топливах .... 158
Вязкость и низкотемпературные свойства 158
Проба на присутствие тетраэтилсвинца и пентакарбонил-железа 159
Растворяющее действие топлива на лакокрасочные покрытия и резину.
Антикоррозионные свойства топлив 160
Проба на присутствие противоизносных присадок, нафталина и др 160
Обнаружение разжижения масла топливом 160
Анилиновая точка 160
Теплота испарения 161
Определение содержания бензола или ароматических углеводородов 161
Определение содержания серы 161
Проба на присутствие сероуглерода 161 .
Проба на присутствие спирта 162
Коэффициент преломления 162
Электрические свойства топлив 162
Селективная экстракция, адсорбция и десорбция 162
Поверхностное натяжение 163
Обнаружение окиси углерода 163
Обнаружение паров топлива в воздухе 163
Свечи для измерения температуры 163
Барометрическое давление и мощность двигателя 164
Цвета каления 164
Пересчет процентов по объему в проценты по весу 164
Расчет смешения 164
Технические условия на топлива 166
Сжиженные газы 166
Коммунальный газ 167
Требуемые показатели для бензола 168
Требуемые показатели для моторного спирта 168
Технические условия на топливо для карбюраторных двигателей 168
Технические условия на дизельное топливо 168
Технические условия на топлива для карбюраторных двигателей, принятые
в США 169
Требуемые показатели дизельных топлив из каменноугольной смолы ... 169
Измерение температуры с помощью «термохрома» и «термоколора» 169
Правила обращения с топливами 171
Хранение топлив 171
Смешение топлив и измерение количества топлива в резервуаре 172
Противопожарные меры 173
Транспортировка топлива 173
Заправочные станции 174
Топливные баки автомобилей 175
Подкачивающий насос 175
Топливные насосы и форсунки дизелей 176
Фильтры 176
Некоторые меры объема, принятые в Англии и США 176
Топливная экономичность 176
Нормы расхода топлива 180
III. Смазка и смазочные материалы (авторы W. Ostwald, H. Waldmann, редактор
перевода. В. Д Резников) 181
Введение 181
Трение и смазка при различных видах относительного движения тел 190
Отрыв, сдавливание, отскакивание, соударение 190
Качение 191
Скольжение , * . 192
Снятие стружки 194
Виды смазки 194
Сухое трение, или «самосмазка» . 194
Твердые смазки 195
Консистентные смазки » . 195
Жидкие смазки 196
Смазки для тяжело нагруженных механизмов * 197
Масляные фильтры 197
694

Источники получения и производство смазочных материалов 199
Получение масел из нефти 199
Деструктивная переработка масляного сырья 200
Получение синтетических масел 200
Присадки к смазочным маслам 200
Силиконы 201
Растительные и животные масла 202
Твердые смазки 202
Консистентные смазки 202
Почему масло в двигателе не сгорает? 203
Улучшение вязкостных и вязкостно-температурных свойств масел • 203
Отработанное и регенерированное масло 204
Маслянистость 206
Масляный дым 206
Обкатка 206
Закоксовывание поршневых колец, лакообразование, шлам и нагары .... 207
Смазка, добавляемая к топливу для улучшения условий трения в верхней части
цилиндра 207
Современные масла для двухтактных карбюраторных двигателей 208
Масла с присадками, улучшающими маслянистость 208
Вольтоль 209
Присадки 209
Трансмиссионные масла 209
Масла для гидромуфт и тормозные жидкости 210
Жидкости для амортизаторов 210
Масла для очистки, растворения ржавчины, защиты от ржавления и
антикоррозионные добавки к охлаждающей воде 210
Свойства и методы испытаний смазочных масел 210
Вязкость и индекс вязкости 211
Химическая нейтральность 214
Кислотное число и число щелочности 214
Нерастворимые осадки 214
Простейшие вспомогательные методы оценки качества отработанных масел. . 214
Определение склонности к образованию отложений 215
Определение зольности 215
Определение содержания серы 215
Определение содержания воды 215
Смачивающая способность 215
Определение степени разжижения масла 216
Липкие осадки (шлам) 216
Сроки смены масла и отработанные масла 216
Оптимальная температура масла 216
Расход масла 217
IV. Испытание и оценка автомобилей (автор В. Eckert, редактор перевода
М. И. Брискин) 218
Введение 218
Испытание автомобильных двигателей 218
Измерение расхода топлива 218
Измерение расхода воздуха 220
Измерение по объему 220
Измерение скорости потока 221
Устройства для изучения процесса сгорания 226
Приборы для нндицирования 226
Приборы для наблюдения за процессом сгорания 229
Определение ыощности двигателя • 230
Тормозные устройства ., 232
Измерение крутящего момента 236
Измерение числа оборотов 238
Дистанционные приборы 240
Устройства для измерения количества тепла, уносимого охлаждающей средой . . 240
Определение количества охлаждающей среды 240
Испытание радиаторов 241
Испытание вентиляторов 242
Измерения температуры • 245
Приборы для измерения колебаний 248
Измерения динамических качеств автомобиля 249
Располагаемая мощность 249
Внутренние потери в силовой передаче 249
Внешние потери в силовой передаче 251
Испытательные установки для измерения располагаемой мощности. . . *- „ 253
696

Мощность, необходимая для преодоления сопротивлений движению 257
Определение сопротивления воздуха. . . 257
Определение сопротивления подъему и разгону 266
Дорожные испытания 267
Способ пистолетной отметки 267
Инерционные измерители ускорений 267
Приборы с приводом от буксируемого (пятого) колеса 268
Измерение ездовых качеств 272
Торможение 272
Подвеска 274
Вибрографы для записи амплитуд 275
Акселерографы 275
Определение влияния подвески на поперечную жесткость автомобиля .... 279
Рулевое управление 279
Измерение шума 281
Опыты на моделях 284
Оценка автомобилей 287
V. Материалы (автор Е. Gropp, редактор перевода В. А. Иларионов) 289
Черные металлы 289
Сталь 289
Углеродистые стали 289
Легированные стали 290
Применение сталей 291
Обработка сталей - 292
Чугун 294
Серый чугун 294
Белый чугун 295
Ковкий чугун 295
Цветные металлы 295
Медь, свинец, олово, цинк 295
Металлы для подшипников 296
Легкие сплавы 296
Алюминий 296
Магний 297
Пластические массы и искусственные материалы 298
Искусственные материалы из целлюлозы 298
Углеводородные связующие вещества 298
Казеиновые искусственные материалы 298
Искусственные смолы 298
Силиконы • 299
Резина 300
Стекло 300
Дерево 301
Основные свойства твердых материалов 302
VI. Допуски и посадки (автор /. Dotty) ► 303
VII. Шестерни (автор К. Keck, редактор перевода А. В. Осипян) 307
Основы зубчатого зацепления 307
Типы передач 313
Цилиндрические шестерни с прямыми зубьями 313
Цилиндрические шестерни с косыми зубьями 315
Винтовые цилиндрические шестерни 315
Конические шестерни с прямыми зубьями 316
Конические шестерни с криволинейной боковой поверхностью зубьев .... 318
Коническая винтовая передача 321
Червячная передача 323
Определение сравнительных значений напряжений 323
Напряжения изгиба 323
Питтинг 325
Нагрев 326
Материалы для автомобильных шестерен 329
VIII. Цепные передачи (автор P. Pietsch, редактор перевода Г. Б. Столбин). . . . 330
Виды цепей 330
Роликовые цепи .*.„.... 330
Втулочные цепи 330
Зубчатые цепи 331
Общие особенности цепей 331
Общее применение цепей 332
Общие замечания по выбору и эксплуатации цепей 332
Расчет щепной передачи 332
696

Звездочки 337
Конструктивные указания 342
Испытания цепей • •. ... 34о
Условия поставки 343
IX. Подшипники качения (автор G. Feiler, редактор перевода А, И. Вощинин) 344
Общие сведения 344
Конструкции подшипников качения. Стандартизация 344
Допускаемые нагрузки на подшипники и их долговечность 348
Коэффициенты работоспособности 348
Динамическая нагрузка 348
Определение допускаемой нагрузки на подшипник при различных числах
оборотов 348
Статическая нагрузка . 349
Условия работы ..••• 350
Допускаемые нагрузки для роликоподшипников без наружных и внутренних
колец 350
Осевые составляющие нагрузок у радиально-упорных шарикоподшипников
и роликоподшипников с коническими роликами 350
Допускаемая осевая нагрузка на роликоподшипники с цилиндрическими
роликами 351
Эквивалентная нагрузка 351
Понятие эквивалентной нагрузки 351
Определение эквивалентной нагрузки вращающихся подшипников 351
Определение эквивалентной нагрузки неподвижных подшипников 352
Определение размеров подшипника 352
Введение 352
Выбор подшипников для передних колес . 352
Выбор подшипника для шкворня поворотной цапфы 353
Выбор подшипников для задних колес 354
Выбор подшипников для осей прицепа 354
Выбор подшипников для колес тракторов 355
Выбор подшипников для коробок передач 355
Выбор подшипников для главных передач и дифференциалов 356
Выбор подшипников для двигателей 356
Подшипники шатуна 356
Коренные подшипники 357
Проектирование мест сопряжения подшипников 357
£ыбор посадки 357
Смазка , 361
Уплотнения подшипников ' 361
Выбор конструкции подшипников и их установка 362
Передние колеса 362
Шкворень поворотной цапфы? 363
Задние колеса 363
Коробка передач 365
Задний мост 365
Двигатель 369
Различные узлы автомобиля 369
Монтаж и демонтаж подшипников 372
Повреждение подшипников качения и шум в подшипниках во время их работы 373
X. Соединения деталей (автор R. Bussien, редактор перевода А. И Вощинин) 375
Жесткие соединения 375
Подвижные соединения * 377
Карданы 378
Карданы неравной угловой скорости , 378
Карданы равной угловой скорости 380
Карданы с дисками из прорезининной ткани 380
Инструкция по установке карданов с прорезиненными дисками ..... 381
Упругие сухие карданы - 383
Выключаемые фрикционные муфты (сцегпеьия) 385
Фрикционные муфты с конусными дисками 385
Пластинчатая фрикционная муфта ' 385
Сухое многодисковое сцепление 385
Сухие однодисковое и двухдисковое сцепления 386
Включение и выключение сцепления 389
Тормоза для сцепления 390
Обшивка диска сцепления 391
Пружины сцепления 391
Гидромуфты 393
Автоматически действующее сцепление 393
697

XI. Коробки передач (автор A. Maier, редактор перевода В. И. Лапидус) 39S
Ступенчатые (шестеренчатые) коробки передач 395
Типы переключения передач (типы переключающих соединений) 396
Способы переключения передач 397
Конструктивное выполнение коробок передач 398
Коробки передач с неподвижной осью промежуточного вала 398
Планетарные коробки передач 400
Средства для снижения шума шестерен 403
Пути развития конструкции шестеренчатых передач 404
Передаточные числа коробок передач 404
Расчет на прочность 405
Коробки передач легковых автомобилей 407
Коробки передач грузовых автомобилей 421
Отбор мощности и раздаточные коробки передач 422
Бесступенчатые коробки передач 425
Механические коробки передач 426
Фрикционные коробки передач 426
Коробки передач с переменной амплитудой колебаний 429
Гидравлические коробки передач 434
Гидростатические коробки передач 435
Гидродинамические коробки передач 436
Электрические коробки передач 446
XII. Привод на ведущие колеса (автор R. Bussien, редактор перевода А. И. Вощинин) 447
Ведущая ось 447
Восприятие крутящего момента и толкающих усилий 447
Расчет привода с карданной передачей 447
Привод для автомобилей с несколькими ведущими осями 454
Карданные валы 458
Главная передача и дифференциал 461
Главная передача 461
Дифференциал 462
Картеры мостов 473
Полуоси и подшипники 473
Двигатель и трансмиссия, объединенные в общий блок 476
Привод на колеса при независимой подвеске 480
XIII. Червячные передачи (автор Н. F. Puchstein, редактор перевода А. И. Вощинин) 482
Диапазон передаточных чисел 482
Бесшумность работы червячной передачи 483
Предел нагрузки 484
Срок службы 485
Конструктивные соображения 485
Подшипники для червячных передач 486
Многоосные автомобили 491
Смазка и к. п. д 491
Расчет червячной передачи 492
Определение к. п. д 492
Определение размеров червячной передачи 494
Определение усилий, возникающих в червяке и червячном колесе, и скорость
скольжения 496
Дополнительная проверка возникающих нагрузок 497
Материал для червячной передачи 498
Глобоидная червячная передача для рулевого управления 499
XIV. Тормоза (автор G. Muller, редактор перевода А. И. Вощинин) 501
Требования, предъявляемые к тормозам 501
Тормозные силы 501
Коэффициент полезного действия 502
Время, необходимое для начала работы тормоза 505
Тепло, выделяющееся при торможении 506
Заключение 507
Конструкция тормозов 507
Тормоза с внутренними колодками 507
Тормозные колодки 509
Разжимное приспособление 510
Ручные тормоза . - . • 511
Тормозные барабаны • 511
Дисковые тормоза 512
Тормозные накладки 513
«98

Механизмы управления тормозами 514
Тяги 515
Тросы 515
Гидравлическая система 51С
Сервотормоза 516
Тормоза прицепов 520
Пневматические тормоза прицепов 52©
Инерционные тормоза прицепов 521
Тормоза для непосредственного торможения прицепа 522
Дополнительные тормоза 523
Расчет тормозов 525
Тормозные силы 526
Путь торможения 527
XV. Рулевое управление (автор R. Bussien, редактор перевода А. Я. Вощинин) . . 530
Требования, предъявляемые к рулевому управлению 530
Установка передних колес 530
Развал передних колес 531
Схождение передних колес 531
Наклон шкворня поворотной цапфы 531
Влияние типа подвески колес и рессор на рулевое управление 532
Расположение управляемых колес 533
Автомобили с передними управляемыми колесами 533
Автомобили с четырьмя управляемыми колесами 534
Управление поворотной цапфой 534
Система рулевых тяг 541
Рулевые механизмы 543
Рулевое колесо и его крепление 54$
Сервоприводы 548
Управляемые передние оси 55i
Устройство передней оси 551
Расчет передней оси 554
Поворотная цапфа управляемой ведущей оси 555
Рычаг переключения передач, расположенный на рулевой колонке 555
XVI. Подвеска (автор Е. Marquard, редактор перевода А. И. Вощинин) 557
Механика подвески 557
Назначение упругих элементов подвески 557
Виды колебаний автомобиля 557
Свойства простой упругой системы 558
Статическое исследование 558
Динамическое исследование 558
Свойства взаимно связанных систем 559
Рессорная подвеска 559
Несущая система автомобиля 560
Свойства систем с несколькими связями 561
Разложение подвески автомобиля на звенья 562
Гашение колебаний (демпфирование) 564
Влияние типа подрессоривания на движение при поворотах 565
Колебания («шимми») направляющих колес v 566
Изменение и смещение колеи 567
Систематизация типов подвесок 569
Типы рессор 570
Статический расчет рессор 570
Мероприятия для изменения графической характеристики рессор 572
Крепление рессор 576
Материал 576
Амортизаторы и стабилизаторы * 578
Примеры различных конструкций подвесок колес 581
Жесткие оси 582
Поперечные подвески 582
Свечная подвеска с неизменной колеей и углом наклона шкворня 586
Балансирные продольные подвески 586
Балансирная подвеска с качающимися трубами полуосей 586
Тележки для трехосных автомобилей 588
XVII. Шины и колеса (автор К. Sutor, редактор перевода В. Л. Иларионов) . . . 589
Общая часть 589
Шины 589
Пневматические шины 589
Конструкции шин 589
Шины со стальным каркасом 590
Шины с каркасом из вискозного волокна 591
699

Рисунок протектора 591
Камера и ободная лента 591
Вентили 592
Обозначение шин и ободов 592
Тенденции развития и классификация шин и профилей ободов 593
Размеры шин и профили ободов для мотоциклов ...» 594
Размеры шин и профили ободов для легковых автомобилей 594
Размеры шин и профили ободов для грузовых автомобилей и автобусов. . 595
Размеры шин и профили ободов для внутризаводского грузового
транспорта, тракторов и автокаров 596
Массивные и эластичные шины 596
Колеса 597
Ободы 597
Корпусы колес 600
Способы крепления колес 603
Оборудование испытательных станций 604
Монтаж ободов и шин и уход за ними 606
Защита от скольжения 607
XVIII. Шасси и кузов (автор F. M. Kovac, редактор перевода В. А. ИЛарионов). . 609
Общий обзор и тенденции развития 609
Влияние дороги 614
Конструирование и расчет автомобильных рам 619
Автомобили с несущими кузовами 631
Взаимодействие шасси и кузова 636
XIX. Смазка шасси (автор О. Voigl, редактор перевода О. С. Облеухова) 649
Расположение точек смазки 649
Периодичность смазки 650
Материалы, применяемые для смазки автомобиля 650
Моторные масла 650
Трансмиссионные масла 651
Консистентные смазки 651
Выбор смазочных материалов 652
Влияние смазочного материала на конструкцию смазочного устройства .... 653
Системы смазки 654
Индивидуальная система смазки 654
Особенности индивидуальной системы смазки 654
Пресс-масленки и наконечники 654
Указания по монтажу пресс-масленок • 657
Нагнетатели высокого давления 657
Подача смазки по раздаточному трубопроводу 660
Указания по правилам смазки 661
Групповая система смазки 662
Централизованная система смазки • . . 663
Особенности централизованной системы смазки 663
Насос и дозирующие распределители 663
Трубопроводы для подачи смазки и соединительные устройства 665
Заправочные станции 665
XX. Измерительные приборы для автомобилей (автор Я. Kalinowski, редактор
перевода F, И. Гольдберг) 667
Спидометр 667
Указатель скорости 667
Счетчик пройденного пути 668
Передаточное число спидометра 668
Привод спидометра 668
Направление вращения стрелки указателя скорости . 669
Спидометр для мотоциклов 669
Спидометр с наклонным валом 669
Тахометр 669
Регистрирующие приборы 671
Таксометр (счетчик для такси) 671
Приводы спидометров, таксометров и т. п 671
Измерители давления масла 671
Указатели уровня топлива 672
Дистанционные термометры 674
Часы 675
Анализатор обработавших газов 675
Освещение приборов 677
Комбинированные приборы 677
Электрические спидометры и тахометры « 677
700

ПринцшГизмерения электрического напряжения 678
Принцип зарядки конденсатора .... 678
Универсальный тахометр, включаемый в систему зажигания 679
Тахометр с трансформатором, работающий от системы зажигания 679
Электрический вибрационный тахометр 680
XXI. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха в автомобилях (авторы
W. Frank, W. Veil I. /v Behfy редактор перевода Г. И. Гольдберг) 681
Отопление автомобилей и необходимые приборы 681
Источники тепла 681
Обзор отопительных установок для легковых автомобилей 681
Отопление водой из системы охлаждения 681
Отопление отработавшими газами 682
Отопление посторонним источником тепла . . . . ^ 683
Ориентировочные данные по теплопроизводительности и распределению
воздуха 683
Размораживание и осушение ветрового стекла ».• 684
Регулировка системы отопления 685
Усовершенствование установок для кондиционирования воздуха 686
Вентиляция и регулирование состояния воздуха в автомобилях 687
Основы вентиляции 687
Обзор вентиляционных устройств и их действия 688
Открытие окон 688
Вентиляция системы Fisher 688
Открываемые задние вентиляционные окна 688
Вентиляционные люки, расположенные перед ветровым стеклом. ♦ . * . 688
Каналы для подвода свежего воздуха f . 689
Примеры выполнения комбинированных отопительных и вентиляционных
установок I • 689

Р Бюссиен
АВТОМОБИЛЬНЫЙ СПРАВОЧНИК
Технический редактор А. Я. Тиханов
Корректор Ю. Н. Николаева
Переплет художника A. fl. Михайлова
Подписано к печати 29/Х 1959 г. Т-10530.
Тир. 21000 (2-й завод 6001—21000) экз.
Печ. л. 60,28. Уч.-изд. л. 61,4.
Бум. л. 22. Формат 70X108/16.
Заказ 570.
Отпечатано с матриц типографии № 6
УПП Ленсовнархоза в типографии
«Красный Печатник»,
Ленинград, Московский пр., 91.
Заказ 2118.

ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
«МАШГИЗ»
НОВЫЕ КНИГИ
Автомобиль ЗИЛ-164. Инструкция по эксплуатации (ЗИЛ).
176 стр., ц. 4 р. 50 к.
Автомобили ЯАЗ-219, ЯАЗ-221, ЯАЗ-222. Инструкция по
эксплуатации. 200 стр., ц. 6 р. 15 к.
ВОЛКОВ А. Т. и Д1УВАЛОВ К. кИ. Мотороллеры. 256 стр.,
ц. 5 р. 80 к.
В книге дано описание мотороллеров — нового механического транспортного
средства, предназначенного для личного пользования трудящихся города
и деревни. Приведены сведения об устройстве мотороллеров с подробным разбором
конструкций отдельных узлов и агрегатов. В книге приведены необходимые
указания об устранении неисправностей, возникающих в мотороллерах при
эксплуатации. Кроме того, уделено внимание приемам вождения мотороллеров в
различных дорожных условиях.
ГИЛЕЛЕС'Л. X. и др. Автомобиль-лесовоз МАЗ-501. 363 стр.,
ц. 12 р. 55 к."
ГИНЦБУРГ М. Г. Мотоциклы, устройство и обслуживание.
287 стр., ц. 7 р. 65 к.
В книге дано описание устройства и работы мотоциклов, мотороллеров,
велосипедных двигателей и т. д.; отражены развитие конструкций механизмов
мотоциклов и основные нововведения, характеризующие высокий уровень
современного мотоциклостроения; приведены сведения о новых моделях дорожных
мотоциклов и мотороллеров отечественного производства. В книге имеются также
необходимые указания по устранению неисправностей мотоцикла и по его
обслуживанию.
Книга предназначена для широкого круга читателей, интересующихся
мотоциклами, мотороллерами, мотовелосипедами и другими средствами
мототранспорта.
ГОЛЬД Б. В. Как работает автомобиль. Изд. 3-е, испр,
и доп. 228 стр., ц. 10 р. 10 к.
В книге в популярной форме изложены принципы работы автомобиля и его
механизмов. Приведены объяснения физических процессов, происходящих
в отдельных механизмах автомобиля при их работе. Пространственные схемы
поясняют лишь принцип работы этих механизмов, а не их конструктивные
разновидности.
Книга предназначена для широкого круга читателей, изучающих работу
автомобиля.

ЗИМЕЛЕВ Г. В. Теория автомобиля. 312 стр., ц. 11 р. 10 к.
Каталог деталей грузовых автомобилей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-164Р,
автомобилей-самосвалов ЗИЛ-ММЗ-585И и ЗИЛ-ММЗ-585К и
седельного тягача ЗИЛ-ММЗ-164Н (Завод им Лихачева). 309 стр.,
ц. 36 р. 50 к.
МАРКОВИЧ М. Е. Велосипедный двигатель Д4. 92 стр.,
ц. 2 р. 10 к.
Брошюра содержит основные сведения о велосипедном двигателе Д4, его
конструктивных особенностях. Изложены необходимые сведения о сборке и
разборке двигателя, ремонте и уходе за ним, разобраны возможные неполадки
в двигателе и способы их устранения.
Брошюра рассчитана на широкий круг читателей.
МАЦКЕРЛЕ ЮЛИУС. Автомобильные двигатели с воздушным
охлаждением (перевод с чешского). 391 стр., ц. 21 р. 70 к.
В книге подробно излагаются условия конструирования автомобильных
двигателей с воздушным охлаждением. Изложению конструктивных особенностей
предшествует теория теплопроводности и отдачи тепла поршнем, цилиндром,
головкой и клапанами в воздух. Описывается расчет параметров ребер
охлаждения и количества воздуха для целей охлаждения, способы регулирования
воздушного потока и т. д. Приведены примеры созданных и оправдавших себя
двигателей с воздушным охлаждением. С целью информации кратко излагаются
также характерные особенности и образцы некоторых типов авиационных
двигателей с воздушным охлаждением.
Книга предназначена для конструкторов и техников автомобильного двига-
телестроения.
НАУМОВ В. И. и др. Эксплуатация, техническое
обслуживание и ремонт автомобилей. Справочные материалы. Изд. 3-е,
перераб. и доп. 447 стр., ц. 19 р. 80 к.
НОВОСЕЛОВ и др. Автомобиль «Москвич» модели 402.
Конструкция и техническое обслуживание. 394 стр., ц. 14 р. 70 к.
В книге дано описание конструкции автомобиля «Москвич» модели 402,
приведены методы регулировки отдельных агрегатов и механизмов шасси и
кузова, а также изложены основные правила технического обслуживания для
обеспечения надежной работы автомобиля.
Книга рассчитана на читателей, знакомых с устройством автомобиля, на
технический персонал, занимающийся эксплуатацией автомобилей, работников
станций обслуживания, шоферов и владельцев автомобилей «Москвич» модели 402.
ПОКРОВСКИЙ Г. П. Автомобильные и тракторные центрифуги.
40 стр., ц. 1 р. 30 к.
ПЯТЕЦКИЙ Б. Г. Притирка и доводка автотракторных деталей.
Изд. 2-е, 110 стр., ц. 2 р. 10 к.
Продажа книг Машгиза производится во всех книжных магазинах
книготоргов
При отсутствии книг в местных магазинах заказ можно
направить по адресу: Москва, Ж-109, 2-я Фрезерная ул., дом № 14.
Ассортиментный отдел Центральной оптовой книжной
базы
Книги будут высланы наложенным платежом