Коммерческие объявления города Аргуна

Многообразие конструкций амортизаторов — следствие недо­статочного исследования рабочего процесса и определяющих его конструктивных элементов. Технологические ограничения, тра­диции и патентные права не имеют решающего значения. Боль­шинство известных конструкций разгрузочных и вспомогательных клапанов, имеющих примерно одинаковые габариты, равные или достаточно близкие давления начала срабатывания, обусловли­вает сходные гидравлические и соответственно внешние харак­теристики. В связи с этим в большинстве случаев есть реальные возможности типизации и унификации основных деталей как рабочих, так и вспомогательных клапанов.

Зазоры в трущихся парах. Необходимое для работы аморти­затора свободное перемещение поршня в цилиндре и штока в на­правляющей обеспечивается выбором легкоходовых и широкохо­довых посадок в указанных сопряжениях (2а и 3-й классы точ­ности). Зазоры влияют на рабочий процесс амортизатора и его долговечность в большой мере, поэтому они должны выбираться минимальными. Вместе с тем, учитывая особенности работы амор­тизатора, зазоры должны быть достаточными, чтобы не возникали заклинивания и задиры на поршне и цилиндре при нагреве и про­дольно-поперечном изгибе. Неуплотненные зазоры в трущихся парах являются обычно ламинарными дросселями, расход через которые определяется (рис. 96) интегрированием уравнения (88) с учетом начальных условий:

Л73^260 ^±^1-», (181)

Где кэ — эмпирический коэффициент, учитывающий эксцентрич­ное расположение поршня, перекосы и пр. (кэ = 1,5-?- 2,5);

Ар — перепад давлений перед зазором и после него в кГ/см, с1 — диаметр поршня (штока) в см

I — активная длина радиального зазора я (высота поршня минус расстояние, занятое канавками и фасками) в см.

Поправка в виде второго члена уравнения обычно невелика. Радиальный зазор может изменяться в пределах допусков в 2—3
раза, а расход жидкости — более чем в 30 раз, так как в формулу для №3 величина я входит в кубе и кэ = іпу [26]. Значительное влияние на характеристику зазоров оказывает также вязкость жидкости и приработка (износ) поверхности трущихся пар. При этом микрометрирование размеров изношенных деталей трущихся пар не дает правильного представления о действительном влия-

л/’3см3/сек

12

10

‘2 <■ 6 8 10-10’^ мм

Нии зазоров на рабочий про­цесс (рис. 97 и 98).

П

В современных конструк­циях амортизаторов зазоры в трущихся парах уплот­няют (кольца, манжеты и т. п.). Это, однако, не дает оснований увеличивать вели­чину я, так как тогда зазоры становятся соизмеримыми с величиной натяга основной манжеты штока, и при не­избежных в подвесках пере­косах амортизатора надеж­ность и долговечность уплот­нения резко снижаются.

Ввиду большого влияния на гидравлическую характе­ристику величины я и У=ШУ (при нагреве) использование кольцевых зазоров (рис. 99) в качестве калиброванных отверстий не оправдано. На рис. 100 приведены графики, иллюстрирующие нестабиль­ности перепада давления, создаваемого кольцевыми ка­либрованными отверстиями при изменении зазора и температуры. Расчеты выполнялись по формуле (181), преобразованной для вычисления перепада давления при малых зазорах:

Д р

№31у 260кэ <іб3

И по формуле, соответствующей квадратичному режиму течения при больших зазорах:

А ^

Ар =

Як 70 см31сек при Ар = V 40 сст; у = 0,89

При построении графиков принято; 20 кГ/см2 и 5Ш1П = 0,1 мм; ка = 2,0;

ц2(о22£ (л2 (я сіб)2 2g ‘

Рис. 97. Топография абразивного износа пары чугунный поршень—цилиндр (сталь 20):

А, б — продольные риски иа нижией и верхней кромках противоположных сторон поршня при работе его с перекосом; в — пятиа износа при бочкообразности поршня; г — пятиа износа при эллнпсности поршня или непрямолинейиости рабочего цилиндра; д — пятиа и риски на стенке рабочего цилиндра; е — риски и выступы по краям поперечного сечеиия поршня; / — риска; 2 — выступы

Г)

3,0 рн цикл об

І   1′ ——————-   •- Т Ж -АП -№2 о-ы ‘ °3 °4 І——————- (

98. График изменения зазоров и удельного расхода жидкости в трущихся парах при испытаниях па износ: а — зазоры в паре шток—направляющая; б — зазоры в паре поршень—цилиндр; в — удельные расходы через зазоры в паре поршень—цилиндр; г — то же через зазор в паре

Шток —направляющая

Рис.

Рис. 101. Клапан с камерой противодав­ления:

Рис. 100. Зависимость гидравличе­ского сопротивления кольцевого калиброванного отверстия при W = const от величины допусти­мого зазора и вязкости v; As — поле допуска

1-І — сечение входного канала; II—II — проходное сечение клапана; ! — крышка (сталь); 2 — чашка (цинковый сплав); Г— ка­мера (остальные обозначения см. рнс. 51, б)

И (1 = 0,35. На графике область 1 величин Ар соответствует до­пускаемым отклонениям их размеров при Т = 20° С. Линии тп и г* характеризуют линейный режим течения, линии тр и г<7 — квадратичный; штриховая линия тр характеризует наиболее вероятные значения Ар в принятых условиях. Область // соответ­ствует уменьшению величины V в 2 раза, при этом верхняя гра­ница г<7 более вероятна.

Указанный недостаток кольцевых зазоров в значительной мере компенсируется при последовательном соединении двух и более зазоров, разделенных расширительной полостью. Для уменьшения влияния нагрева (V) стенки зазоров могут выполняться из материа­лов с различными коэффициентами теплового расширения с таким расчетом, чтобы при нагреве зазор уменьшался. Указанный спо­соб стабилизации характеристики апробирован, в частности, в регулируемых клапанах. На рис. 101 показан клапан с камерой противодавления, обеспечивающей автоматическую стабилизацию и усиление сопротивления при нагреве.

В заключение следует отметить, что основной задачей при проектировании трущихся пар амортизаторов является пра­вильный выбор материалов для изготовления сопряженных дета­лей и обеспечение надежного уплотнения зазоров, чтобы исключить их вредное влияние на характеристику амортизатора. Чистота поверхностей трущихся пар должна быть высокой, а жидкость — без механических примесей.

Калиброванные отверстия. От точности подбора и качества выполнения конструктивных элементов калиброванных отверстий в большой мере зависит правильная работа амортизатора в под­веске автомобиля. Калиброванные отверстия с постоянной пло­щадью проходного сечения позволяют наиболее простым способом получить предпочтительную, с точки зрения плавности хода и стабильности при нагреве, квадратичную характеристику аморти­затора. Для этого гидравлический радиус калиброванных отвер­стий р (табл. 14) должен быть не менее 8-10-8 см, что осуществимо при использовании круглых и прямоугольных отверстий, когда г20 «г: 50 сст.

Высота щели Ь в мм	Величина гидравлического радиуса р’10* в см при а в мм
1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0	4,5	5,0
0,1	4,69	4,76	4,81	4,84	4,86	4,88	4,89	4,90
0,2	8,82	9,10	9,26	9,38	9,46	9,52	9,57	9,67
0,3	12,5	13,0	13,4	13,6	13,8	14,0	14,1	14,2

Таблица 14

Пределы изменении конструктивных параметров щелевых калиброванных отверстий

На рис. 102 показаны графики изменения величины Ар в за­висимости от допустимых отклонений толщины стальной ленты (ГОСТ 2614—65), из которой изготовляются дроссельные диски клапанов. При этом условия расчета аналогичны условиям рас­чета кольцевого калиброванного отверстия (см. выше). Линия 1 (при квадратичном режиме течения) — изменение Др при Т ^ 10° С и "№3 = 0. Поле допуска Я при нормальной точности изготовления ленты шире, чем поле допуска В при высокой точ­ности, соответственно 6Н = ±20% условной средней величины Др, а 6„ = ±10%. Допуски на ширину паза берутся соответственно по кл. А7 и Аь. Сравнивая рис. 100 и 102, можно сделать вывод, что калибро­ванные отверстия прямоугольной формы имеют преимущества перед от­верстиями кольцевой формы. Вместе с тем плоская струя жидкости, фор­мируемая щелевидным отверстием, быстро тормозится в рабочей жидко­сти и производит меньше шума (шипе­ния), характерного для струй с круг­лым поперечным сечением, которые обладают большой «дальнобойно­стью» и в большей мере способст­вуют деструкции жидкости. Калиб­рованные отверстия, выполняемые на кромке клапана (см. рис. 56 и 54), хорошо промываются жидкостью при открытии клапана и редко засоря­ются.

Др КГ/смг

15

10

1,4 1,8 2,2 f0 мм2

Рис. 102. Зависимость сопротив­ления щелевидиого прямоуголь­ного калиброванного отверстия (при W = const и р ^ 0,008) от величины f0 в пределах допусти­мых отклонений конструктив­ных размеров (а и в см. табл. 15)

5

Для расчета характеристики и площади калиброванных отвер­стий прямоугольной формы можно использовать формулу (89) и но­мограммы, показанные на рис. 103 и 104, на которых схема по­строения характеристик показана стрелками. Для определения площади калиброванных отверстий (при заданной характеристике) при расчете отверстий другой формы номограммы дают приближен­ную величину, так как они построены для ц — 0,7-т-0,75 и дей­ствительны в определенном диапазоне чисел Ие ^ 150. Следует учитывать, что при увеличении вязкости жидкости (уменьшение Ие) характеристика калиброванных отверстий изменяется, как по­казано на рис. 105, и становится постепенно линейной во всем диапазоне скоростей. Наблюдается также скачкообразный переход режима течения жидкости от линейного к квадратичному, что отражено на рис. 105 штриховыми линиями П — щ и П — щ, которые соответствуют Ие я» 200-т-300.

Влияние на заданную характеристику амортизатора отклоне­ний величин /0, р и V, а также связь между конструктивными раз­мерами а и Ь калиброванных щелей и коэффициентом истечения ц, можно установить с помощью рис. 46.

Из табл. 15 видно, что для изменения коэффициента [і в желае­мом направлении наиболее целесообразно прежде всего увеличи­

Ла ь. о 6,0 то см2 Рис. 103. Номограмма для построения характеристики сопротивления сжатию на режиме работы калиброванных отверстий. Площади штока серийных аморти­заторов автомобилей: 1 — «Москвич», йш = 12 мм; 2 — ГАЗ, = 14 мм; 3 — ЗИЛ, <1Ш = 16 мм; 4 — ЗИЛ, ^ш ~ *9 мм’ & — ЗИЛ, йш = 24 мм

Вать высоту калиброванной щели Ь, т. е. толщину дроссельного диска. Кроме того, для получения однородного качества продук­ции допуск на этот размер должен быть более жестким, чем допуск на размер а. В качестве примера можно привести следующие дан­ные. С увеличением толщины дроссельного диска до 0,2 мм, впервые осуществленным в конструкции телескопических аморти­заторов МКЗ в 1958 г., коэффициент сопротивления при отрица­тельных температурах был уменьшен в 2 раза, а с применением жидкостей АЖ-12Т и АЖ-16А — соответственно в 10 и 20 раз.

Величина р = у круглых отверстий (рис. 106) на порядок

Больше, чем у прямоугольных при f0 = idem, что обеспечивает повышение термостатичности характеристики. Однако реализация

/2,0 15,0 20,0 30,ОМЦОСмг Рао><Г Рис. 104. Номограмма для построения характеристики сопротивления отдаче на режиме работы калиброванных отверстий амортизаторов. Площади поршней амортизаторов основных типов МКЗ и ГАЗ обозначены на номограмме: 1 — = 30 мм, Лш — 14 мм; 2 — йц = 30 мм, йш = 12 мм; 3 — = 40 мм, йш = = 19 мм; 4 — = 40 мм, — 16 мм; 5 — <1ц — 50 мм, = 24 мм

Указанного преимущества в массовом производстве затруднена вследствие чувствительности круглых отверстий к засорениям и значительного влияния условий входа в отверстие и выхода (заусеицы, неодинаковые фаски и т. п.).

На основании опыта производства телескопических амортиза­торов на МКЗ можно сделать вывод, что щелевидные калиброван­ные отверстия позволяют получать достаточную стабильность
характеристик на начальном участке. Это иллюстрируется рис. 107, где средневзвешенная величина ц, = 0,72-г-0,75—«мода»— получена в результате сотен измерений (принято ш = const). Анализ показывает, что при устойчивом технологическом про­цессе около 70% амортизаторов имеют отклонения по коэффи­циенту сопротивления, не превышающие ±12%, И РавКГ Ар кГ/см менее 5% выпускаемых амортизаторов имеют от­клонения, выходящие за пределы ±25%. Это позволяет, в частности, уменьшить количество кон­трольных операций — про­верке в производстве под­вергаются только усилия сопротивления на клапан­ном режиме.

Рис. 105. Влияние изменения вязкости рабочей жидкости иа характеристику калиб­рованных отверстий иа отдаче телескопи­ческого амортизатора ЗИЛ-111 (ш=0,064 см2)

В эксплуатационных условиях проходные сече­ния щелевидных калибро­ванных отверстий, выпол­няемых на кромке клапана, постепенно уменьшаются по мере приработки кла­пана к седлу, в резуль­тате чего сопротивление проходу жидкости повы­шается. Происходит износ трущихся пар и их уплот­нений, что вносит проти­воположные изменения в характеристику амортиза­тора. Неуравновешенность этих двух процессов при­водит к изменениям коэф­фициента сопротивления, причем на отдаче он обычно несколько возрастает, а на сжатии, наоборот, чаще снижается. При отсутствии уплотнений в тру­щихся парах отмеченное явление обнаруживается только при нормальных температурах, при нагреве всегда происходит сни­жение Рад И Рас (рис. 108).

Разгрузочные клапаны. Основное назначение рабочих клапа­нов амортизаторов — эффективное ограничение силы сопротив­ления при больших скоростях колебаний и низких температурах— определяет подход к проектированию этих элементов конструк­ции. Минимальный коэффициент сопротивления на клапанном
режиме обеспечивается выбором минимальной жесткости пружины и максимальных проходных сечений за счет увеличения периметра клапана, по которому происходит истечение жидкости. В отече­ственном амортизаторостроении применяют несколько видов раз­грузочных клапанов (см. рис. 44,6,

Рис. 107. Статистическая оценка качества выпускаемых амортизато­ров по величинам коэффициента дросселирования и расхода через щелевидные калиброванные отвер­стия:

Рис. 106. Конструкция клапана сжатия амортизаторов автомобиля ГАЭ-53:

54, 99, 106 и табл. 15, 16). Кла­паны отдачи выполняют, как пра-

/ —круглое калиброванное отверстие в плун­жере Рао н Г

/ — 1958 — 1959 гг., изготовление седла клапана отдачи универсальными мето­дами; 2 — 1963 — 1965 гг., изготовле­ние седла клапана на автоматической линии. Заштрихованная полоса—«мода»

Рис 108. Сравнение тепловой стабильности хара ктеристи к сопротивления амортизато­ров:

/ — автомобиля ЗИЛ-164 (кон­струкция 1957 г.); 2 — автомо­биля ЗИЛ-130 (конструкция 1962 г.)

Вило, по дифференциальной схеме. Клапаны сжатия многих фирм имеют втулочную конструкцию; дифференциальные схемы встре­чаются очень редко.

Характеристики большинства разгрузочных клапанов (рис. 109 110) имеют линейный вид в широком диапазоне скоростей коле­баний. Увеличение сопротивления клапанов при больших ско­ростях, приближающее характеристику к квадратичному закону,

Размеры деталей клапанов отдачи амортизаторов у г ;г, Обозначение параметров Диаметр рабочего цилиндра 8 мм 30 To 50 0і Наружный диаметр дисков 20,2 21 32,2 1 02 Наружный диаметр седла. 20,0 26,5 31,5 0j Внутренний диаметр седла 19,0 25,5 30,5 ~ 04 Наружный диаметр опорного торца 13,0 13,0 23,0 Внутренний диаметр опорного торца | 05 (диенов и гайки.) 8,3 12,6 16,6 ЩШ : Наружный диаметр опорного П 0в ториа гайки 10,5 15,5 21,0 Ц 07 Наружный диаметр опорной шайбы 12,0 16,5 21,0 0s Внутренний диаметр тарелни 18,5 24,0 23,5 09 Наружный диаметр тарелки 22,0 21,5 32,5 Толщина дроссельного дисна 0,1 (0,2) 0,2 0,2 $ Толщина формирующего дисна 0,3 (0,2) 0,3 0,3 Спо Жесткость пружины клапана(ВнГ/см) 50(28) 50 100 Ткл Масса кпапана(пра6еденнаяк 02)дкГ-секг/см -5-Ю’6 ‘П-10’6 -35-Ю’[25]

Обусловлено обычно дросселированием жидкости в подводящих отверстиях. При работе клапана между величиной давления жид­кости и силой (жесткостью) пружины существует однозначная

Связь (hKJl — — Л*,,). Поэтому характеристика клапа-

cnp Cnp 1

(5 — Тх) "Г 1т1ах 5 — гх ’

На мало зависит от вязкости жидкости в температурном интервале Т 0° С, что существенно упрощает расчеты *. В большинстве случаев расчет сводится к подбору клапанной пружины с необ­ходимым запасом усталостной прочности (л ^ 1,3):

"Тщах

(182)

Где хт — касательные напряжения текучести материала;

Тгаах и тга1п — напряжения при работе пружины (обычно тгаах <:

< 0,8тот; гх = — Ьзй — , а тга1п < 0,75тот — предва­рительный натяг).

Размеры деталей втулочных клапанов амортизаторов^аВ д1В Обозначения параметров Диаметр рабочего и, и.линдрао мм 30 40 50 0! Диаметр Втулки, клапана G-rn. os У +0,1 10,5*0,12 V//. 1. Угол конуса седла(Вград.) 95 35 95 У//. / 14 /Ф> Диаметр седла (наружный) 7,0 8 12,0 01 Диаметр плунжера наружный Г -0,08 B-O. IS N -0} 1 ‘-0,2 10,5:°о:’г 03 Диаметр плунжера Внутренний 4,0 5,0 8,0 1 Ширина перемычки 2,0 2,0 4,0 И 1 0» Диаметр Выступа 5,5 6,5 10,0 Л1 Высота Выступа 0,2 0,2 0,2 Угол конуса плунжера(Й град.) 90 90 90 , Диаметр стержня плунжера 5,0 5,0 8,0 06 Диаметр седла плунжера 8,5 9,5 13,5 Ькл ХоИ клапана 9,7 2,1 3.2 ^ диаметр плунжера Внутренний а— в>7 (дифференциальный клапан) 15“’ Спр Жесткость пружины 0 кГ/сп) 38,5 38,5 35 ‘ П)ка Масса плунжера(вкГ-секг/см) 3,47-10~6 3,9-10’е 5-10~s

Одним из основных параметров разгрузочного клапана является давление начала открытия Ар’. У клапанов диафрагменно-пружин — ного типа с комбинированным упругим элементом давление жид­кости на рабочую поверхность распределяется между двумя опо­рами: первая опора — место заделки дисков по центральному от­верстию— Ршт, вторая опора — пружина (рис. 111). Первая из указанных опор может считаться абсолютно жесткой, а вторая опора воспринимает лишь часть нагрузки (обозначим ее Р, р) от силы давления жидкости Рж:

РпР=№ж, (183)

Где рк — коэффициент перераспределения нагрузки (Р„ с 1).

Если ориентироваться на момент начала открытия клапана и пренебречь упругостью дисков, то конструктивная схема диаф — рагменно-пружинного клапана может быть представлена в виде балки на двух опорах. Полагая, что результирующая сила дав­ления жидкости в этом случае приложена в центре тяжести балки,

Со > 800 700 В00 500 Ш 300 200 100

. Дербаремдикер

Рис. 109. Характеристики сопротивления амортизаторов автомобилей при больших скоростях колебаний (на клапанном режиме):

I — при сжатии; II — при отдаче: I и б —ЗИЛ-164, ЗИЛ-157; 2 и 7— Мон- ро-Супер; 3 и 5 — ҐАЗ-53; 4 и 8 — Бильштейн (однотрубный), тнп 0635, <1ц = 46 мм; 9 — амортизатор с й= 50 мм; 10— амортизатор с = — 50 мм, но с закрытым клапаном |фд г 200-Г-250)

Ар Г/СМ’ 35 30 25 20

+ А X ■ V** УЪ К □ [ У* < * 4 № Ад 1 СИ В Г Ь+

О 200 400 600 ЄОО 1000 Мк„см3/сек А)

Рис. 110. Гидравлические характеристики клапа­нов амортизаторов: А — клапаны отдачи диафрагменно-пружинного типа; б — клапаны сжатия; 1 — автомобилей «Москвнч-402», Москвич-407»; 2 — автомобилей ЗИЛ-164, ЗИЛ-157; 3 — с йц = 50 мм; 4 — автомобилей ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 втулочных; 5 — автомобилей ЗИЛ-130, ЗИЛ-131, диаф- рагменно-пружинных; 6 — см. поз. 5; формирующих дис­ков три, изготовленных из ленты толщиной 0,1 мм вместо одного диска толщиной 0,2—0,3 мм

2 У Ч п 6 Ж Р

А р <Г/СМ 30 25 20

400 Б)

600 Мклсм3/сек

О 50 100 150 200 см/сек

И используя формулы координат центра тяжести круговых сек­торов, найдем

Р« =

(184)

Я2 (2Я — Зг) + г*

3 (Я — г)[26] (Я + г) ■

Для серийных клапанов (см. табл. 16) рм = 0,52-7-0,56 (из опытов 0,4 < <0,6).

Рис. 111. Расчетные схе­мы клапанов: А — диафрагменно-пружин — ного, £2 = 0,785 (#* — г1); Р О = РПр + Рщп, и < 1; б — втулочного, £2 = 0,785/?2 и рпр = Р°’ т — е — Рк ~ 1

При расчетах клапана рассматриваемого типа связь механи­ческой характеристики с гидравлической устанавливают на основе экспериментальных данных или по формуле

Где спв — жесткость клапанной пружины в кГ! см;

Е 63

И = ———————— цилиндрическая жесткость (понятие теории

12 (> —н)

Упругости);

6 — толщина диска в см (если дисков несколько,

«

ТО берется 8? I ;

— коэффициент Пуассона (для стали [х6 =

= 0,25-4-0,3).

Величина прогиба дисков клапана при ккл = 0,4-=-0,5 мм яв­ляется для величин 6г = 0,2 мм и п — 2 близкой к предельно возможной, соответствует величинам Ар ^ 100 кГ/см2 и а„ ^

2,5 м/сек при Ар’ = 15-е-20 кГ/см2 и Т 0° С. Увеличение ккл обусловливает релаксационные и усталостные явления в материале дисков.

При проектировании необходимо учитывать, что клапанная ветвь характеристики амортизатора в эксплуатационных условиях изменяется (рис. 112). Уменьшение усилий сопротивления на

Клапан сжатия, = 50 мм; 1 — гайка; 2

Регу­лировочные прокладки; 3 — пружина; 4 — тарелка; 5 — диск впускного клапана (уни­фицирован с диском перепускного клапана); 6 — ограничительная тарелка; 7 — стер­жень; 8 — пружина впускного клапана; 9 — корпус; 10 — дроссельный диск; И — фор­мирующий диск; 12 — прокладка (детали 1—4, 11 и 12 унифицированы)

А — клапан отдачи, Лц = 40 мм; б

Рис. 112. Изменение характери­стики сопротивления отдаче амор­тизатора автомобиля «Москвич-402» вследствие приработки и обмятия упругих дисков клапана при боль­ших скоростях колебаний (уп <=> (=4 2,0 м/сек):

Рис. 113. Унифицированные клапаны отдачи и сжатия амортизаторов смежных Размерностей:

1 — до испытаний; 2 — после испыта­ний, число циклов 10 тыс ; 3 — после испытаний, число циклов 100 тыс.

Клапанном участке характеристики достигает 15—30% и мало зависит от типа клапана. Однако при стабильной характеристике на начальном участке и правильном выборе Ра указанные измене­ния не ухудшают затухание колебаний подрессоренной массы, и как правило, не ощущаются водителем и пассажирами.

На основании расчетов по формулам табл. 2 можно показать что связанное со снижением силы Ра уменьшение коэффициента i])a при х >> х20 несущественно, хотя чем больше скорость х2, тем меньше коэффициент i])a. В случае квадратичной характери­стики на начальном участке изменение % всегда оказывается меньше, чем в случае линейной при Ра = idem. Поэтому оценка амортизатора по величине усилия сопротивления на клапанном режиме не дает возможности непосредственно судить об эффектив­ности его работы в подвеске, а позволяет лишь определить исправ­ность или состояние его клапанной системы.

Подобие характеристик разных по конструкции клапанов ис­пользуется для их унификации (рис. 113). Из расчета стендовых испытаний и опыта эксплуатации видно, что в типовых амортиза­торах с d4 = 30, 40 и 50 мм могут использоваться типовые диаф — рагменно-пружинные клапаны с унифицированными и взаимо­заменяемыми деталями. Отличаться при этом могут только два — три основных элемента, которые определяют регулировку: дрос­сельные и формирующие диски, пружины клапанов. Для каждого типоразмера клапана, их число может быть сокращено до числа типоразмеров амортизаторов, достаточно от трех до пяти размер­ностей пружин, отличающихся лишь диаметром проволоки. То же самое относится к дроссельным дискам, которые должны от­личаться только размерами пазов, образующих калиброванные отверстия. Указанного количества «оригинальных» деталей до­статочно для обеспечения регулирования основных параметров в необходимых пределах: коэффициентов сопротивления и момента начала работы рагрузочных клапанов амортизаторов для всех отечественных автомобилей.