Главные передачи 3 страница

Непрозрачный гидротрансформатор как бы изолирует двигатель от влияния внешней нагрузки, действующей на машину. Частота вращения двигателя определяется только положением рейки топливного насоса (дросселя).

Степень прозрачности не зависит от условий и режима работы. Для данного типа гидротрансформаторов эта величина постоянная.

Пример внешней характеристики гидротрансформаторов с различной степенью прозрачности представлен на рисунке 49.

В качестве оценочного параметра степени прозрачности существующего гидротрансформатора используется коэффициент прозрачности П′, который равен отношению максимального момента на ведущем валу гидротрансформатора М_нmax к моменту М_нmin, когда моменты на ведущем и ведомом валах гидротрансформатора равны (М_н=М_т)при постоянной скорости вращения ведущего вала n_н=const:

П′=М_нmax/М_нmin (ĩ =1) (180)

При коэффициенте прозрачности П′ > 1 ГДТ принято считать прозрачным, а при П′=1 - непрозрачным (П′ < 1 – обратная прозрачность).

Использующиеся на тракторах ГДТ имеют обычно коэффициент прозрачности П′=1.2…2.

“Непрозрачные” гидротрансформаторы широко применяются на судах и тепловозах, где ДВС в основном работает на одном постоянном режиме.

“Прозрачные” – на автомобилях, тягачах, танках. Они позволяют использовать приспособляемость двигателя, уменьшить количество тепла, идущего на нагрев жидкости.

“Прозрачность” гидротрансформатора обеспечивается приданием определенной формы лопаткам рабочих колес, а также установкой турбины в круге циркуляции перед входом в насос.

РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ КОЛЕСНЫХ МАШИН

(самоподготовка)

Рулевое управление служит для изменения направления движения. Помимо общих требований, оно должно: обеспечивать хорошую маневренность; предотвращать проскальзывание колес при повороте; препятствовать передаче толчков на рулевое колесо; обеспечивать устойчивость прямолинейного движения трактора (машины).

Рулевое управление классифицируется по различным признакам:

1.По методу поворота: с помощью направляющих колес; методом торможения ведущих колес.

2.По числу управляемых колес: с одним, двумя и всеми управляемыми колесами.

3.По конструкции механизмов рулевого управления.

У всех автомобилей направление движения обычно изменяется поворотом управляемых колес. У автомобиля высокой проходимости (8х8) ведущие колеса являются и управляемыми. Однако для простоты привода к ведущим колесам обычно делают управляемой одну пару колес.

Поворот большеколесных тягачей осуществляют двумя путями:

1. Все колеса неуправляемые, поворот всем бортом (как у гусеничных машин). Недостатки – интенсивный износ шин; большие затраты мощности; пониженная устойчивость против заноса и др.

2. Колеса неуправляемые, но рама “ломающаяся” (К-700, Т-125, Т-210 и др).

Недостатки – низкая поперечная устойчивость (ц.т. смещается относительно продольной оси), хуже продольная устойчивость.

Передаваемая рамой к оси колес толкающая сила Р может быть разложена на составляющие Р_х и Р_у.

Условие управляемости, т.е. движение автомобиля в заданном направлении без бокового скольжения колес, возможно, если:

Р_у=Р∙Sinα≤P_φ=φ∙ Z_к

Р_x=Р∙Cosα≥P_f=f∙Z_к , (181)

где P_φ=φ∙Z_к–сила сопротивления боковому сдвигу.

Подставив значения P_φ и P_f, получим условие управляемости при повороте: f∙tgα ≤ φ (182)

Схема поворота передних управляемых, но не ведущих колес - рисунок 50.

Рисунок 50 Схема поворота передних управляемых не ведущих колес

Так как углы поворота управляемых колес не превышают 35…45^о (tgα = 1), а коэффициент φ на плотных грунтах намного больше f, то условие управляемости выполняется с запасом, а на слабых грунтах (песок, снег) управляемость ухудшается.

КИНЕМАТИКА ПОВОРОТА И УСТАНОВКА УПРАВЛЯЕМЫХ КОЛЕС

Чтобы направляющие колеса при повороте катились без проскальзывания, необходимо чтобы внутреннее колесо поворачивалось на больший угол, чем внешнее.

Рисунок 51 Схема рулевого управления автомобилем: 1,5 - поворотные цапфы; 2 - рычаг поворот ной цапфы; 3 - балка переднего моста; 4 - рычаг, связанный с цапфой; 6 - поперечная рулевая тяга; 7 - продольная рулевая тяга; 8 - рулевая сошка; 9 - вал передачи; 10 - передача; 11 - рулевое колесо; 12 – рычаг

Связь между этими углами и параметрами машины: Сtgα=OC/L, Ctgβ = ОД/L,

Откуда Ctgα - Ctgβ = К/L (183)

Это соотношение углов поддерживается рулевой трапецией. Угол поворота управляемых колес определяет маневренность автомобиля. Чем меньше радиус траектории, описываемой внешним колесом, т.е. чем больше угол α, тем меньше площадь для поворота машины. Из рисунка 49 следует R_н=L / Sinα.

Для снижения усилия прилагаемого водителем к рулевому колесу при повороте нагруженных колес в механизме рулевого управления (рисунок 51) осуществляется большое передаточное число:

i_ру= / , (183а)

где – угол поворота рулевого колеса;

– угол поворота управляемого колеса.

Это кинематическое передаточное число создается червячной или иной передачей в рулевом механизме, а также соотношением плеч рычагов в рулевом приводе (рисунок 51). У грузовых автомобилей при увеличении i_ру усилие в рулевом колесе уменьшается, но при этом растет угол поворота и время, для полного поворота управляемых колес. На быстроходных автомобилях нельзя делать большим i_ру. На тихоходных автомобилях допускают до 2…2.5 оборота штурвала на полный угол поворота колес. Однако и здесь утомляемость очень велика, поэтому на такие автомобили вводят усилители рулевого управления.

Для облегчения управления и лучшей устойчивости движения автомобиля оси шкворней поворотных цапф устанавливают наклонно в продольной плоскости (рисунок 52-а).

Этот наклон осей шкворней, являющихся осями поворота колес способствует их стабилизации – колесо стремится сохранит положение прямолинейного движения и возвращаться к нему из состояния поворота.

Наклон на угол γ смещает точку пересечения оси шкворня с поверхностью дороги вперед, поэтому равнодействующая боковых сил (реакций) создает момент, возвращающий колесо в исходное положение.

Боковой наклон шкворня (угол ) также способствует стабилизации колес - рисунок 52-б. Повернем мысленно колесо на 180^о. Так как колесо поворачивается вокруг оси шкворня, то нижние точки должны бы врезаться в грунт. В действительности приподнимается (на плотных грунтах) передняя ось автомобиля.

Таким образом, при повороте колеса совершается работа по подъему веса передней части машины, но зато эта сила веса повернет колесо обратно, как только водитель отпустит рулевое колесо. Боковой наклон шкворня уменьшает расстояние l, поэтому момент, необходимый для поворота, снижается.

Управляемые колеса автомобиля также устанавливают под некоторым углом α к вертикальной плоскости – называемым углом развала - рисунок 52-б, а угол δ образуемый с продольной плоскостью называется углом схода – рисунок 52 д.

Введение угла α позволяет избежать отрыва колес, но в этом случае колеса стремятся катиться по расходящимся кривым – это ведет к скольжению и повышенному износу шин. Для компенсации этого вводят угол схода δ, благодаря которому колеса стремятся сойтись на продольной оси симметрии автомобиля.

Сопротивление повороту управляемых колес складывается из момента сопротивления скольжения пятна контакта шины с грунтом и момента сопротивления обкатке колеса вокруг оси шкворня.

Максимальное усилие, которое прикладывается к штурвалу при повороте управляемых колес на месте:

P_max=M_c/(R∙i_ру∙η_ру), (184)

где M_c – суммарный момент сопротивления повороту управляемых колес;

R – радиус рулевого колеса;

i_ру=i′∙i″ - произведение передаточного числа рулевого механизма на i рулевого привода;

η_ру – КПД рулевого управления (при передаче усилия от рулевого колеса к цапфе управляемого колеса).

Рисунок 52 Схема установки управляемых колес: а - угол развала колес; б - угол схождения колес; в - угол поперечного наклона шкворня; г - угол продольного наклона шкворня.

Для определения М_с предложено много формул. Для практических расчетов обычно используется:

М_с=(G³_к/Р_ш) (φ/3), (185)

где φ – коэффициент сопротивления повороту колес, φ=0.8…1.0;

G_к – нагрузка приходящаяся на управляемые колеса;

Р_ш – давление воздуха в баллонах.

При выводе формулы принимается, что форма отпечатка баллона – круг и центр поворота совпадает с центром этого круга.

КОНСТРУКЦИЯ РУЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ

(самоподготовка)

По способу передачи движения рулевые механизмы подразделяются на: шестеренные, червячные, винтовые, кривошипные, комбинированные.

Шестеренные – почти не применяются, т.к. трудно получить большое i_ру при малых габаритах Кроме того, они “обратимы”, т.е. удары от управляемых колес передаются на рулевое колесо.

Широкое распространение получили червячные механизмы, различных вариантов: червяк и радиальный сектор, червяк и боковой сектор, глобоидальный червяк и ролик – в такой паре ролик при работе не скользит, а катится. Глобоидальные рулевые механизмы нашли широкое применение на отечественных автомобилях (ВАЗ, ГАЗ, УАЗ и др.) с нагрузкой на управляемые колеса до 25 кН.

Это вызвано тем, глобоидальные передачи, если предназначены для передачи небольших моментов, имеют большой прямой КПД (0,8 - 0,9), отличаются малыми размерами, хорошо гасят удары со стороны дороги. Но механизмы больших размеров с такой рулевой передачей обладают низким КПД (0,6 - 0,65) и плохо компонуются с распределителями гидроусилителями рулевого управления.

Рулевой механизм с передачей типа винт - шариковая гайка, рейка - сектор применяют на автомобилях МАЗ, ЗИЛ, КРАЗ, КамАЗ. Такая передача отвечает современным требованиям, имеет высокий КПД (0,75 - 0,85), отличается большой долговечностью и в него легко встраивается распределитель и силивой цилиндр гидроусилителя.

Боковой сектор увеличивает площадь контакта – уменьшает износ, но у него относительно малый КПД.

Наиболее высокий КПД и износостойкость – червяк и ролик, которые получили широкое распространение.

Червячные механизмы имеют двойную регулировку:

1. Осевой зазор червяка регулируется прокладками под нижней крышкой картера рулевого механизма.

2. Регулировка зацепления червяка с роликом путем перемещения вала сошки, на котором закреплен ролик.

Винтовые (винт-гайка) – не применяется (хотя очень просты), т.к. нельзя регулировать зазор в сопряжении.

Кривошипные (винт-шип) – не применяются, большие удельные давления в контакте.

Комбинированные (винт-гайка-рейка-сектор) – КрАЗ, МАЗ, БелАЗ.

Оценочными параметрами рулевых механизмов являются передаточные числа; КПД - прямой (при передаче усилия от рулевого колеса к сошке) и обратный (при передаче усилия от сошки к рулевому колесу). Чем больше прямой КПД, тем меньше потери в рулевом механизме при повороте управляемых колес и тем легче управлять автомобилем. Обратный КПД характеризует обратимость рулевого механизма. Чем меньше обратный КПД, тем больше снижается момент на рулевом колесе под действием случайных боковых сил, действующих на управляемые колеса. На автомобилях с усилителями гашение толчков и ударов на рулевой привод обеспечивается действием усилителя.

Угловое передаточное число u представляет собой отношение угла поворота рулевого колеса к углу поворота сошки. Передаточное число может быть постоянным и переменным. Для автомобилей, снабженных усилителями оно, как правило, постоянное.

ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА ЛЕСНЫХ МАШИН

(самоподготовка)

На всех современных автомобилях имеется две независимые системы тормозов, из которых одна управляется педалью, а вторая рычагом. Тормоза с ножным управлением являются главными и располагаются в передних и задних колесах. Тормоза с ручным приводом - вспомогательные и действуют только на задние колеса или трансмиссию (обязательно включены на остановках).

Тормоза служат для снижения скорости движения, полной остановки и удержания машины на

Рисунок 53 Схема взаимодействия колеса с грунтом при торможении

подъемах и спусках. Кроме того в гусеничных тракторах (иногда и колесных) они служат для торможения гусениц (колес) при повороте.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ТОРМОЗНЫХ ПАРАМЕТРОВ

Процесс торможения – это превращение кинетической энергии движущейся массы в работу трения и затем в тепло. При аварийном торможении (резком) вся кинетическая энергия переходит в нагрев и износ шин. При этом резко увеличивается опасность заноса.

При нормальном торможении большая часть энергии поглощается тормозами, поэтому их рассчитывают как на необходимый тормозной момент, так и на нагрев и износ.

Основной силой сопротивления при торможении является тормозная сила –касательная реакция между колесом и дорогой, направленная против движения.

При прижатии тормоза к тормозным барабанам создается тормозной момент М_т, приложенный к колесу.

Наибольшая тормозная сила:

P_тmax=φ∙Z_к∙Cosα, (186)

где Z_к- суммарная реакция дороги на тормозные колеса.

Так как все колеса автомобиля снабжаются тормозами, то на горизонтальном участке Z=G_a.

Движение машины при торможении выражается уравнением, которое может быть получено из уравнения тягового баланса (54), если заменить в нем касательную силу тяги P_к тормозной силой Р_т, взяв ее с обратным знаком (направление против движения).

Р_к=P_f±P_i+P_w+P_кр±δ∙P_j (187)

δ∙(G/g)∙(dν/dt)=P_к-ΣR (188)

-(dν/dt)=(Р_т+ΣR)∙g/(δ∙G) (189)

Равенство (189) - дифферинциальное уравнение движения автомобиля при торможении.

Для оценки тормозных качеств принимаются по аналогии с разгоном следующие параметры:

1. Максимальная величина замедления j_тmax;

2. Минимальный путь торможения S_тmin;

3. Минимальное время торможения t_min, требуемое для прохождения пути S_тmin.

Сопротивлением воздуха при интенсивном торможении можно пренебречь, сопротивление качению входит в состав тормозного усилия. Таким образом, из всех сил сопротивления остается только сопротивление подъему.

Учитывая это, максимальное замедление выразится равенством:

j_тmax=(φ∙Z_к∙Сosα/G±Sinα)∙g/δ (190)

Если тормоза на всех колесах, то получим

j_тmax=(φ∙Сosα±Sinα)∙g/δ (191)

на горизонтальной дороге: j_тmax = g∙φ / δ

Длина тормозного пути определяется из условия, что работа, совершенная машиной за время торможения, должна быть равна изменению кинетической энергии машины, вызванному изменением скорости.

Учитывая, что тормозной путь будет минимальным при наиболее интенсивном торможении, т.е. когда Р_т=max, можем записать (при изменении скорости движения тела изменяется и запас кинетической энергии, причем изменение равно работе сил сопротивления, вызвавших изменением скорости):

(P_тmax±G∙Sinα)∙S_тmin=δ∙G∙(ν²₁-ν²₂)/(2∙g), (192)

где ν₁ и ν₂ – скорость автомобиля соответственно в начале и конце торможения, м/с.

Принимая P_тmax=φ∙ G ∙Сosα,

получим S_тmin=δ∙G∙(ν²₁-ν²₂)/[(2∙g)∙(φ∙ G ∙Сosα±G∙Sinα)] (193)

или с учетом равенства (190) запишем:

S_тmin=(ν²₁-ν²₂)/(2∙j_тmax) (194)

Третий измеритель тормозных качеств – минимальное время торможения T_min – может быть определен, принимая, что машина при торможении движется равномерно замедленно, поскольку сопротивление движению в это время примерно постоянно.

В соответствии с этим средняя скорость при торможении ν_ср=0.5∙(ν₁+ν₂), а минимальное время T_min эффективного торможения определится:

T_min=S_тmin / [0.5∙(ν₁+ν₂)] (195)

Действительный тормозной путь несколько больше расчетного, т.к. торможение нарастает не мгновенно и запаздывает реакция водителя.

При длительном торможении происходит перегрев тормозов. Чтобы увеличить момент сопротивления, машину тормозят двигателем, прекращая подачу топлива.

На машинах работающих в горных условиях применяют специальные гидравлические или электрические замедлители.

На автомобилях и тракторах встречаются 3 типа тормозов:

1. Колодочные (с внутренними колодками) – на автомобилях.

2. Ленточные –на тракторах.

3. Дисковые –центральные тормоза (авто).

Требования предъявляемые к тормозным системам:

1. Возможность плавного торможения и создание необходимого М_т.

2. Оптимальное распределение тормозного момента между тормозами машин.

3. Пропорциональность между усилием на педаль и тормозным моментом.

4. Минимальное запаздывание срабатывания тормозной системы.

5. Отсутствие произвольного самозатягивания тормозов и надежность отхода колодок и лент от барабанов по окончании торможения.

6. Удобство и легкость управления.

ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ ТОРМОЗАМИ

(самоподготовка)

К приводам управления тормозами предъявляются очень высокие требования, т.к. от них в большой мере зависит быстрота торможения и безопасность движения.

По способу передачи усилия приводы делятся на: механические, гидравлические, пневматические, электрические и комбинированные.

Механические – без усилителей на тракторах небольшой и средней мощности и в приводе к трансмиссионным тормозам автомобилей.

Гидравлические (без усилителей) –на автомобилях небольшой грузоподъемности для управления главной системой тормозов.

Гидропривод позволяет получить одинаковые давления на колодки тормозов и обеспечивает одновременность начала торможения.

Недостаток – вся система отключается при нарушении где либо герметичности.

В настоящее время на автомобилях большой грузоподъемности преобладающим является пневматический тормозной привод. Менее распространен гидропневматический привод. Как показал многолетний опыт эксплуатации отечественных автомобилей, пневматические приводы надежны вработе, просты в эксплуатации, причем небольшие утечки в пневматических приводах менее опасны, чем в гидравлических. Пневмопривод позволяет легко осуществить управление тормозами прицепов. Тормозной кран устроен так, что при нажатии на педаль происходит торможение автомобиля и прицепа. Дополнительные устройства позволяют отрегулировать и согласовать начало торможения тягача и прицепов в зависимости от нагрузки. Приводы устроены так, чтобы при случайной расцепке состава прицепы автоматически тормозились.

На всех новых автомобилях привод рабочих тормозов обеспечивает раздельное торможение переднего и заднего мостов автомобиля. Автомобили, лредназначенные для работы в составе автопоездов, оборудованы соответствующим приводом для управления тормозами прицепного состава. По числу соединительных магистралей автомобиля с прицепом приводы можно подразделить на одно-,двух- и трехпроводные.

Однопроводный - наиболее простой и дешевый, но имеет ряд недостатков: истощаемость тормозной системы прицепа при частых торможениях; повышенное время срабатывания тормозов прицепа и др.

Самое широкое распространение имеет в настоящее время двухпроводный привод, отвечающий требованиям безопасности. Преимущества: неистощаемость тормозной системы прицепа при частых торможениях; благодаря одинаковому давлению сжатого воздуха(компрессор поддерживает в системе давление 0,7-0,8 МПа) в рессиверах тягача и прицепа повышение эффективности тормозов прицепа и обеспечение лучшего согласования торможения тягача и прицепа; уменьшение времени срабатывания тормозов прицепа.

Достоинства: торможение за счет сжатого двигателем воздуха, что очень облегчает труд водителя.

При правильно отрегулированных тормозах торможение будет любое.

Комбинированный (гидропневматический) – использует лучшие качества пневматического и гидравлического. Этот привод состоит из обычного гидропривода с пневматическими усилителем. Преимущество перед пневматическими:

1. Меньшее время срабатывания.

2. Меньший вес тормозной системы.

3. Наличие пневмоусилителя понижает усилие на педали, необходимое для торможения автомобиля.

Приводы управления тормозами должны обладать следящим действием – давление на колодки тормоза должно быть пропорциональным силе нажатия ноги водителя, иначе он не будет ощущать силу торможения и управления автомобилем станет невозможным.

В механическом и гидравлическом приводах следящие действие вытекает из самого принципа их действия – чем больше нажатие на педаль (рычаг) управления –тем больше сила торможения.

В пневматическом следящее действие достигается специальным устройством тормозного крана.

При торможении автомобиля происходит перераспределение веса по осям машины. Сила инерции машины, приложенная к центру тяжести, создает момент, стремящийся прижать переднюю ось с колесами к дороге и разгрузить заднюю ось. В результате нагрузка на передние колеса увеличивается, а на задних уменьшается. Очевидно, что торможение в этом случае только одними задними колесами уменьшает максимальную тормозящую силу.

Применение тормозов на передних колесах вместе с задними обеспечивает максимальную силу торможения.

СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ТОРМОЗНЫЕ

КОЛОДКИ ПРИ ТОРМОЖЕНИИ

Рассмотрим силы в 2-х колодочном тормозе - рисунок 54:

Р₁ и Р₂ – силы с которыми кулак раздвигает колодки;

Р_т1 и Р_т2–суммарные реакции со стороны барабана;

Т₁ и Т₂ – сила трения, возникающие на левой и правой колодках;

U₁ и U₂ – реакции неподвижной колодки.

При нажатии на педаль тормозной кулак поворачивается и разжимает колодки, прижимая их к барабану. Силы трения, возникающие между барабаном и тормозными колодками, определяются:

на левой колодке – Т₁=Р_т1∙μ, (196);

на правой – Т₂=Р_т2∙μ, (197)

где μ – коэффициент трения между накладкой и тормозным барабаном.

Из уравнения моментов для левой и правой колодки относительно неподвижной опоры находим: Р_т1=Р₁∙(а+с)/(с-μ∙R) (198)

Р_т2=Р₂∙(а+с)/(с+μ∙R) (199)

Из этих равенств определяем моменты трения:

на левой колодке – Т₁∙R=Р_т1∙μ∙R=P₁∙(a+c)∙μ∙R/(c-μ∙R)=M_т (200)

на правой – Т₂∙R=Р_т2∙μ∙R=P₂∙(a+c)∙μ∙R/(c+μ∙R)=M_т2, (201)

где R – радиус тормозной колодки.

Полный тормозной момент от обеих колодок: М_т=М_т1+М_т2.

Силы трения способствуют увеличению нажима левой колодки и, наоборот, уменьшению нажима правой колодки. Поэтому, если принять, что М_т1=М_т2, то между силами Р₁ и Р₂ будет следующее соотношение

Рисунок 54 Схема сил, действующих на тормозные колодки

Р₁/Р₂=(c-μ∙R)/(c+μ∙R) (202)

При этом полный тормозной момент:

М_т=2∙М_т1=2∙М_т2=2∙Р₁∙(a+c)∙μ∙R/(c-μ∙R) = =2∙Р₂∙(a+c)∙μ∙R/(c+μ∙R) (203)

Откуда сила на тормозном кулаке:

Р₁=М_т∙(с-μ∙R)/[2∙μ∙R∙(a+c)];

Р₂=М_т∙(с+μ∙R)/[2∙μ∙R∙(a+c)] (204)

Момент который должен быть приложен к тормозному кулаку для создания этих сил

М_t=(Р₁+Р₂)∙d/2, (205) где d – расстояние между линиями действия сил Р₁ и Р₂.

Из уравнения для силы Р₁ видно, что при с=μ∙R сила Р₁=0, т.е. в этом случае происходит самозатормаживание левой колодки в направлении движения. Для того, чтобы не было самозатормаживания, необходимо при проектировании тормоза расстояние С от оси подвески до центра барабана принимать равным не менее 0.3R-c≥0.3R.

Размеры тормозного барабана определяют по величине удельного давления на рабочих поверхностях, которое для тракторов допускается не менее 0.3 МПа q = Рт1 / F и q = Р_т2 / F,. или

q = Р_т1/(R∙b∙π∙α/180) = М_т/(2∙R²∙μ∙b∙π∙α/180), (206)

где b - ширина накладки;

α - длина дуги соприкосновения накладки с поверхностью барабана;

F - площадь соприкосновения обшивки с поверхностью барабана.

РАСЧЕТНЫЙ МОМЕНТ ТРЕНИЯ ТОРМОЗА

Расчет тормозов ведут из условия удержания машины в заторможенном состоянии на предельном уклоне, для чего тормозная сила Р_т на ободе колеса должна быть:

Р_т ≥ G∙Sinα_max (207)

Момент тормоза, необходимый для создания на

ведущем колесе силы:

М ≥ G∙Sinα_max∙r_к / (n∙i) (208)

где r_к – радиус ведущего колеса, м;

i - передаточное число между тормозным барабаном и ведущим колесом;

n – число тормозов.

ХОДОВАЯ ЧАСТЬ КОЛЕСНЫХ МАШИН

(самоподготовка)

ТРАКТОРЫ

Ходовая часть колесного трактора образует тележку, при помощи которой осуществляется передвижение трактора и реализация его тягового усилия. Его ходовая часть состоит из: 1 - остова; 2 - задних колес; 3 - переднего моста с осью и колесами.