Рабочие процессы и расчет агрегатов автомобиля

ГОУ ВПО «ДОНБАССКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ СТРОИТЕЛЬСТВА И АРХИТЕКТУРЫ»

 

 

РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И РАСЧЕТ АГРЕГАТОВ АВТОМОБИЛЯ

КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ

 

 

для студентов направления подготовки 23.03.03

 

 

Макеевка 2018

 

Введение

Цель дисциплины: изучение основных принципов проектирования и расчета АТС.

Задачи.

1. Ознакомиться с основными требованиями и условиями проектирования и расчета.

2. Усвоить методику выполнения расчетов основных узлов и систем АТС.

В настоящее время в свете системного анализа автомобиль рассматривается как часть системы: автомобиль-водитель-дорога. При этом эффективность использования автомобиля может оцениваться обобщенными критериями:

- производительностью;

- неповреждаемостью (как автомобиля, так груза и водителя).

Эффективность использования АТС в значительной мере зависит от его качества. Проблема качества главнейшая при решении технических и экономических задач.

Качество – совокупность свойств и их оценка на соответствие требованиям производства, эксплуатации и ГОСТов. В соответствии с назначением узла, агрегата или системы АТС, формируются требования выполнение которых обеспечивает наилучшее осуществление назначения узла, агрегата или системы при совместной работе с другими узлами, агрегатами, системами.

Требования выполняются при различных конструктивных решениях и рассматриваются совместно с классификацией и анализом выполненных конструкций. Количественно оценка выходных характеристик и анализ возможности их изменения получают на основе анализа рабочего процесса с использованием его математического описания.

Рабочий процесс – это совокупность физических, физико-химических, других явлений, возникающих во время работы в агрегатах, системах, узлах АТС, их последовательность, причинность, взаимосвязь. На основе анализа выполненных конструкций и математического описания рабочего процесса, возможно определить, в какой степени, при каких условиях возможно выполнение требований, предъявляемых к конструкции и перейти к выбору расчетных нагрузок, используемых в расчетах на прочность, жесткость и т.д.

Требования, предъявляемые к автомобилям.

1. Соответствие типажу, климатическим и дорожным условиям.

2. Соответствие ГОСТам.

3. Перспективность конструкции.

4. Высокое качество.

5. Высокая технологичность

6. Использование недефицитных материалов.

7. Высокая коррозионная стойкость.

8. Малые габариты и вес.

9. Необходимая комфортабельность.

10. Приспособленность к перевозкам.

11. Учет экспортных требований.

12. Патентная "чистота".

13. Высокая травмобезопасность.

Особенности проектирования и расчета трансмисии АТС.

Существует большое количество типов трансмиссий АТС. Наиболее часто встречаемые – механическая и гидромеханическая. Конструкция и размещение агрегатов в механической и гидромеханической трансмиссиях зависит от колесной формулы АТС. К основным механизмам трансмиссии относятся: сцепление и коробка переключения передач (КПП) – при механической трансмиссии; гидротрансформатор и КПП – при гидромеханической трансмиссии; кроме того – ведущий мост, карданные передачи, а многоприводных АТС – раздаточная коробка.

Исходные данные для расчета основных параметров трансмиссии АТС.

Исходные данные расчета задает техническое задание на проектирование, являясь первичным документом и основанием для разработки эскизного и технического проектов. В задании определяются тип АТС; краткая характеристика области применения; характеристика дорожных условий и режимов эксплуатации с указанием климатических условий; основные показатели эксплуатации АТС: мощность, скорость; показатели, определяющие динамические качества; показатели массы и размеров; ресурс до капитального ремонта; гарантийный пробег; требования к периодичности ТО, удобству его проведения и трудоемкости; требования к унификации; применяемые топливно-смазочные материалы и т.д.

Тип трансмиссии.

Механическая и гидромеханическая трансмиссии наиболее распространены.

Расчет на прочность.

При эксплуатации АТС возможно разрушение деталей по разным причинам. При этом отказы можно разделить на 2 группы:

1. – внезапные отказы, когда напряжение превышает границу прочности данной детали.

2. – отказы, которые возникают как результат постоянного необратимого накопления отказов в виде появления трещин или износов.

Расчет состояния деталей для 1-го и 2-го типов отказов выполняется с использованием принципиально разных методов расчета и условий нагружения деталей.

H - КПД.

Этот расчетный режим используют для карданных валов и мостов большегрузных автомобилей.

3. По максимальному динамическому нагружению:

,

где k – коэффициент динамичности, определяется по формуле:

, где b - коэффициент сцепления.

4. По реальным эксплуатационным нагрузкам.

Используется при расчете на усталостную прочность и в некоторых случаях с учетом изгибающих и крутящих колебаний.

Некоторые детали трансмиссии рассчитывают на нагрев, критическую угловую скорость, жесткость, износ.

Для расчета неавтоматических приводов механизмов трансмиссии максимальное расчетное значение силы – 400 Н.

Расчет режима движения АТС.

Цель расчета – оценка тягово-скоростных экономичных свойств АТС в условиях наиболее приближенных к реальным и получение выходных данных для расчета деталей и узлов на прочность.

Как правило, расчет выполняют на ЭВМ. Алгоритм включает в себя 4 взаимосвязанных системы:

1. моделирование дорожных условий;

2. моделирование действий водителя;

3. моделирование динамики автомобиля;

4. регистрация параметров движения.

Моделирование динамики АТС основано на определении тяговой силы на колесах АТС и изменение ее значения соответственно скорости движения.

Моделирование действия от дорожной поверхности происходит имитацией действия дорожных неровностей в виде переменного момента на колесах АТС. При этом дорожная поверхность задается в виде энергетического спектра, который через передаточную функцию передается на трансмиссию.

Энергетический спектр – условная характеристика, которая указывает на характер изменения какой-либо случайной величины в определенном диапазоне действия, а это может быть и частота колебаний, и диапазон изменения крутящего момента, и диапазон изменения нагрузок, и диапазон изменения прочности вообще.

Спектральная плотность.

Характеризует изменение величины неровностей в частотном диапазоне.

Энергетический спектр нагружения трансмиссии обеспечивает возможность появления максимальных расчетных значений величин нагружений трансмиссии автомобиля. Энергетический спектр позволяет определить частотный диапазон моментов двигателя, моментов от неровностей, а также моментов, связанных с динамикой движения.

G – сцепной вес.

Для привода расчетный режим – это усилие на педали Р_п=1500Н и рычаге Р_р=800Н.

б) рулевое управление.

Расчетный режим по максимальному моменту на рулевом колесе.

,

где Р – усилие прилагаемое водителем к рулевому колесу: Р»500Н – легковые АТС, Р»250Н малолитражки, Р»600…700Н грузовые.

Расчетным режимом рулевого управления является максимальная тормозная сила, прилагаемая к управляемому колесу и уравновешивающее усилие на рулевом колесе.

,

где G – вес, приходящийся на колесо;

j - расчетное значение коэффициента»0,8…1,0.

Расчетным режимом для рулевого управления является сила, возникающая при ударе управляемого колеса в пороговое препятствие.

в) расчетный режим подвески.

1. по статистическим на грузкам от веса АТС с учетом коэффициента динамичности

,

где k – коэффициент динамичности, зависит от конструкции подвески, скорости движения АТС, неровностей дороги, k=1,3…3,0.

2. по реальным эксплуатационным нагрузкам (расчет на усталостную прочность)

г) для рам и кузова.

1. расчет от нагрузок на изгиб при движении с большой скоростью по неровностям

,

где Р – статическая нагрузка;

Удельная работа буксования.

,

где W – работа буксования, определяется из зависимости:

, где М_С(t) – момент трения сцепления, изменяющийся во времени от 0 до максимального значения при включенном сцеплении;

w₁, w₂ – угловые скорости соответственно ведущих и ведомых дисков.

При расчете, предполагают, что скорость ведущего диска, момент трения сцепления и момент сопротивления движению АТС величины постоянные, тогда работа определяется из выражения:

,

где J – момент инерции, приведенного к коленвалу двигателя, маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля;

w - угловая скорость коленвала;

M_emax – максимальный крутящий момент;

М_y - момент сопротивления движению автомобиля.

Нажимные пружины.

Расчет заключается в определении размеров, обеспечивающих требуемое прижимное усилие и необходимую прочность. Прижимное усилие одной витой пружины определяется из выражения:

,

где Р_о – суммарное усилие оттяжных и отжимных пружин сцепления;

Р_н – необходимое усилие прижатия;

L – энергия.

Крутящий момент на ведомом валу сцепления всегда равен крутящему моменту на ведущем валу.

.

Т.к. отсутствует в механизме реактивный момент с силу отсутствия реактивного элемента, поэтому текущее соотношение энергии на выходе и входе равно соотношению скоростей вращения ведомого и ведущего дисков.

 - передаточное отношение.

В процессе включения сцепления энергия на входе преобразуется в энергию на выходе, а значит совершает полезную работу (разгон автомобиля, преодоление дорожного сопротивления и др.) и частично в потери на трение (преобразуется в тепловую энергию). Доля полезной энергии определяет КПД, а доля потерь определяется коэффициентом скольжения S:

,

тогда , и .

Текущее значение КПД и коэффициента скольжения относятся соответственно 1 Н×м крутящего момента и 1 рад/с угловой скорости ведущей части сцепления.

Соотношение полезной энергии и потерь в процессе включения сцепления изменяется от 0 до 1.

Нагрузки в коробке.

На шестерни 3-хвальной коробки при включении одной из передач действуют следующий силы:

- на зубья пары постоянного зацепления (1) привода промежуточного вала действует окружная сила:

,

М – момент от двигателя;

B - угол наклона зубьев.

- радиальная сила:

,

A - угол профиля зуба.

- нормальная сила:

.

- при включении передачи на зубья пары включения действуют: окружная сила:

,

Валы коробок.

Воспринимают скручивающие и изгибающие моменты и должны быть жесткими, во избежание прогиба.

Последовательность определения напряжений в валах:

- для трех вальной коробки – ведомый вал, промежуточный вал, ведущий вал;

- для двух вальной коробки – последовательности нет.

Вначале определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, затем для каждой передачи находят реакции в опорах валов, строят эпюры, определяющие значения наибольших изгибающих и крутящих моментов, а затем результирующее напряжение:

,

Долговечность подшипников.

Критерием эксплуатации автомобильных подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90%-й надежности. Для определения долговечности подшипников необходимо знать:

- радиальные и осевые силы, действующие на подшипник (на каждой передаче);

- ресурс коробки до кап. ремонта;

- среднюю техническую скорость движения;

- распределение пробега на передачах.

Радиальные и осевые силы – реакции валов коробки.

Расчетная величина моментов при определении реакций устанавливается с учетом коэффициента использования крутящего момента, который зависит от отношения мощности двигателя к весу автомобиля по эмпирической формуле:

.

Ресурс коробки зависит от типа АТС:

- легковые особо малого класса 100…125 тыс. км;

- легковые малого класса 125…150 тыс. км;

- легковые среднего класса 200…250 тыс. км;

- грузовые 250…500 тыс. км.

Примерное распределение пробега АТС на различных передачах:

- 4-х ступенчатая КП:

1-я передача: 1%;

2-я передача: 4%;

3-я передача: 20%;

4-я передача: 75%;

З,Х. ------------- 0,3%;

- 5-ти ступенчатая КП:

1-я передача: 1%;

2-я передача: 3%;

3-я передача: 6%;

4-я передача: 15%;

5-я передача: 75%;

З,Х. ------------- 0,3%;

Базовая долговечность подшипника согласно ГОСТа определяется по ресурсу (в млн. оборотов) и равняется:

,

р – показатель степени, зависит от типа подшипника;

С – динамическая грузоподъемность;

Р – эквивалентная динамическая нагрузка, определяется из условий работы на каждой передаче;

Для радиальных подшипников .

Для радиально-упорных - .

Здесь:

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

F_r, F_a – радиальная и осевая нагрузки;

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2;

k₁ – коэффициент безопасности (для КП =1);

k₂ – температурный коэффициент (для температуры 150°С (режим работы КП) = 1,1).

Для вычисления эквивалентной динамической нагрузки на подшипник вначале определяют долю работы подшипника на каждой передаче с учетом нагрузки, числа оборотов за время работы на данной передаче затем суммируют нагрузки по всем передачам, определяя эквивалентную по формуле:

.

Аналогичным образом выполняется расчет дополнительных коробок – делителя, демультипликатора.

Карданные передачи.

Требования к карданным передачам:

- передача крутящего момента без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии (изгибающих, скручивающих, вибрационных, осевых);

- возможность передачи момента с обеспечением равенства угловых скоростей, независимо от угла между валами;

- бесшумность;

- высокий КПД;

- низкая стоимость;

- технологичность.

На некоторых легковых и грузовых автомобилях используют закрытые карданные передачи.

В таких передачах длина карданного вала не изменяется при относительных перемещениях кузова и заднего моста, потому отсутствует компенсирующее длину устройство.

Сегодня наиболее распространены открытые карданные передачи.

J – момент инерции массы.

Частота колебаний инерционного момента равна частоте возмущений, создаваемых карданным шарниром и равна удвоенной скорости углового вращения. Если j₁ и j₂ – текущие углы поворота соответствующих вилок ведущей и ведомой карданного шарнира, то при равномерном вращении ведущей вилки с достаточной степенью точности можно принять, что:

, откуда

.

Угловое ускорение ведомого вала:

.

Следовательно, максимальное угловое ускорение ведомого вала:

.

Учитывая, что , окончательно получаем:

.

Пользуясь этим соотношением возможно найти q_э для одного карданного шарнира, который будучи присоединен к кардану с моментом инерции равным суммарному моменту инерции всей цепи карданов будет создавать такой же инерционный момент. Для карданной цепи инерционный момент:

или с учетом угловой скорости можно записать, что

.

В данном выражении одинаковые знаки имеют углы, соответствующие кардану, в котором вики занимают одинаковые угловые положения. Отсюда:

.

Учитывая приближенный характер принятого ранее для удобства проектирования, предельное значение установлено не для момента инерции, а для угловых ускорений. Считается, что инерционный момент не будет вызывать ощутимых вибраций, если . При особенно коротких валах небольшого диаметра допускается угловое ускорение порядка 0,002. Эффект инерционного момента также обнаруживается при движении АТС накатом, либо при небольшом открытии дроссельной заслонки, когда угол упругой деформации валов мал или совсем отсутствует или снижен общий уровень шума от других источников.

От инерционного момента вызываются стуки, аналогичные создаваемым при относительном угловом смещении валов.

Расчет карданной передачи.

Расчет крестовин.

Основные размеры крестовин стандартизованы соответственно ОСТ 37.001.068-76. В качестве определяющего размера определяют размер Н (высота). Значение Н должно быт равно ил больше (меньше) величин:

- ;

- .

М – момент определяемый по формуле .

G –вес приходящийся на мост, к которому подводиться момент (при полной нагрузке), кН;

j- коэффициент сцепления шин с дорогой, 0,85;

U – передаточное число главной передачи;

Определяемый размер соответствует шарнирам (крестовинам) передач карбюраторных АТС. Для дизеля величину момента умножают на 1,2. Зная величину Н по таблицам принимают ближайшее к ГОСТам. Предварительный типоразмер шарнира можно проектировать, ориентируясь на существующие конструкции.

Шлицевые соединения принимаются с ориентацией на существующие конструкции. После выбора основных значений проводят проверку путем выполнения расчетов проверочного характера. При расчете крестовин определяем крутящий момент на валу. Для карданной передачи АТС с колесной формулой 4´2 а также карданных передач между КП и раздаточной коробкой или проходным мостом в качестве расчетного принимают меньший из 2-х моментов определяемых по:

- сцеплению ведущих колес с дорогой;

- крутящему моменту двигателя.

При расчете передач многоприводных АТС расчетным является момент по сцеплению ведущих колес. Сила, действующая в середине шипа крестовины в виде условно сосредоточенной нормальной силы Р_ш:

,

g - угол установки кардана;

Расчет вилки шарнира.

При работе кардана в вилке возникаю напряжения изгиба кручения. Под действием силы Р_ш возникают напряжения изгиба на плече а.

.

Напряжение кручения возникает в сечении В-В под действием Р_ш на плече с.

.

Моменты сопротивления W _s и W _t зависят от формы сечения В-В. Во многих случаях форма – прямоугольник тогда:

,

Расчет подшипника.

Определяем эквивалентный крутящий момент на валу:

,

Ведущие мосты.

Ведущий мост - конструкция упруго соединяющая кузов (раму с ведущими колесами, в котором располагаются механизмы трансмиссии, передающие крутящий момент от КПП или кардана к ведущим колесам.

Ведущий мост, как несущая конструкция является элементом ходовой части АТС.

Конструкция ведущего моста в значительной мере зависит от типа подвески ведущих колес. Основными элементами ведущего моста являются механизм изменения крутящего момента по величине и направлению (главная передача), механизм перераспределения мощности между ведущими колесами (дифференциал). Механизм передачи крутящего момента от главной передачи к колесам (полуоси). Все механизмы могут быть заключены в единый картер либо часть механизмов может быть выполнена в едином картере, что зависит от типа подвески.

Требования к ведущему моту.

1. Передача момента от кардана (входного вала КПП) к ведущим колесам.

2. Увеличение крутящего момента в постоянном или переменном отношении, определяемым из динамического расчета АТС.

3. Передача сил инерции кузова к колесам, а реакции оперной поверхности от колес к кузову, так, чтобы вертикальные силы воспринимались упругими элементами, а продольные и поперечные – направляющими элементами подвески.

В зависимости от того к какому мосту АТС передается момент различают мосты:

- передние и задние (2-х осные АТС);

- передние, промежуточные и задние (многоосные АТС).

В зависимости от вида конструктивной связи ведущих колес с шасси АТС различают жесткие (при зависимой подвеске) и шарнирные (при независимой подвеске) мосты.

Общим свойством жестких мостов является отсутствие непосредственной связи с рамой. Исключения составляют ведущие мосты тракторов где подресоривание не предусмотрено и мосты выделены в отдельный агрегат.

Мосты с независимой подвеской.

Промежуточным решением между жесткой и мостом с независимой подвеской является мост типа Додион.

Общим признаком ведущих мостов с независимой подвеской является отсутствие единого картера моста, лишь главная передача находиться в картере, прикрепленном к раме (кузову). Задние ведущие мосты с независимой подвеской разделяются на 2 группы: с параллельным перемещением колес и с качающимися полуосями.

Мосты с параллельным перемещением колес могут быть с продольными балансирами (ЗАЗ) и поперечными балансирами, обеспечивающими параллельное перемещение колес.

Существуют конструкции, когда ось шарнира продольных балансиров расположена перпендикулярно продольной оси и параллельно оси полуосей. При этом осуществляется возможность качения колеса параллельно без изменения колеи и плоскости наклона (ЗАЗ).

Существуют конструкции в которых колеса при движении по неровностям остаются примерно параллельными сами себе, а направляющим устройством является отдельный балансир, листовые рессоры или из комбинация.

Качающиеся мосты подразделяются:

- со средней шарнирной точкой;

- с боковыми шарнирными точками;

- в шарнирными точками, лежащими в плоскости, расположенной наклонно относительно полуосей.

Передачи мостов.

Одноступенчатые главные передачи.

Обычно конические с углом между осями 90°, иногда на автобусах с углом ¹90°. Конические передачи могут быть выполнены с помощью конических колес, имеющих линию зуба в виде окружности типа "Глиссон", в виде эвольвенты типа "Клингельмбург", дуг элоиды, типа "Эрликон", дуг спирали типа "Фиатмамано".

При разных типах линии зуба зубья могут иметь различное направление. Наибольшее распространение получила главная передача с круговыми зубьями типа "Глиссон". Коническая передача с криволинейными зубьями позволяет выполнить требования по прочности и кинематике.

Основные преимущества: возможность нарезки зубьев на высокопроизводительных станках, наличие локализованного пятна контакта делает зацепление менее чувствительным к неточностям расположения ведущего и ведомого колес.

Реже применяют конические передачи и зацеплением по дуге эвольвенты (полоидные передачи "Клингельмбург") однако колеса с эвольвентными зубьями проще в зацеплении.

Недостатки: невозможность шлифовки и выбора угла наклона зуба, т.к. он однозначно определяется числом зубьев, углом конуса и шириной зубчатого венца.

Основной недостаток конических передач с криволинейными зубьями – большие осевые силы, меняющие направление при изменении направления движения.

Гипоидная главная передача.

Практически все легковые АТС и 2/3 грузовых с одним ведущим мостом.

Свойства гипоидных передач:

- менее шумны, однако более шумные по сравнению с червячными;

- КПД выше червячных, ниже конических;

- При одинаковой прочности размеры меньше конических;

- Возможность достижения более низкого положения кузова.

Линия зуба гипоидных передач может быть выполнена в виде дуг окружности типа "Глиссон", эвольвенты типа "Клингельмбург", элоиды типа "Эрликон", спирали типа "Фиатмамако".

Особенности работы гипоидной передачи.

Гипоидные передачи могут иметь как нижнее, так и верхнее смещение.

Направление смещения, угол спирали зуба и направление спирали связаны между собой. Обычно смещение ведущей шестерни на превышает 0,2 диаметра делительной окружности в легковых АТС и 0,12 в грузовых.

Увеличение смещения приводит к большой разнице между углом спирали ведущей и ведомой шестерни. Обычно угол спирали шестерни больше чем колеса. Увеличение угла приводит к росту осевых нагрузок

.

Отношение находиться в пределах 1,2…1,5. Учитывая величины передаваемых моментов

,

где Р₁, Р₂ – окружные силы на шестерне и колесе, выражая через нормальную силу:

Повышение прочности гипоидных передач обусловлено увеличением среднего диаметра шестерни. Так, при одинаковом передаточном числе и диаметра колеса, начальный диаметр шестерни больше в число раз К_г равное отношению косинусов соответствующих углов наклона:

.

При увеличении диаметра шестерни повышается прочность, т.к. увеличивается шаг по нормали, а значит и толщина зуба. Чем больше угол спирали, тем длиннее зуб, а значит больше число зубьев участвующих в зацеплении, примерно в 1,5 раза.

Перечисленные достоинства позволяют выполнить гипоидную передачу малогабаритной, а также вместо двойной главной передачи на ЗИЛ-133Г, ЗИЛ-433100.

КПД гипоидной передачи 0,96…0,97.

Гипоидное зацепление приводит к продольному скольжению, что ухудшает условия смазки трущихся поверхностей. Условия образования масляной пленки тем хуже, чем меньше угол между касательной, проведенной к рабочим поверхностям зуба и направлением скольжения. Обе шестерни гипоидной передачи выполняются из одинакового материала, как правило стали, поэтому при уничтожении масляной пленки происходит задир рабочих поверхностей.

Свойства гипоидной смазки – добавки серы, хлора, фосфора для создания масляной пленки высокой прочности.

Двойные главные передачи.

Используются на АТС большой грузоподъемности. Наличие 2-х ступеней у передачи позволяет выполнить компоновку моста с учетом требований эксплуатации. Существует центральная главная передачи при которой валы располагаются в горизонтальной плоскости.

Схема позволяет уменьшить длину кардана, но увеличивает угол его наклона. Коническая шестерня передачи устанавливается кон сольно, поэтому требуется использование более жестких подшипников.

Коническое колесо (ведомое) монтируется на одном валу с цилиндрической косозубой шестерней. Угол наклона косозубой шестерни, направление наклона выбирают так, чтобы уравновесить осевую силу (при движении передним ходом). При движении задним ходом осевые силы складываются, что необходимо учитывать при выборе подшипника и деталей крепления.

Двойная главная передача с расположением валов в разных плоскостях.

Подобная передача на КрАЗ – гордость отечественного автомобилестроения.

На автомобилях "Урал", ЗИЛ-131, КрАЗ-6505 устанавливаются главные передачи при которых валы располагаются в разных плоскостях, но вал ведомой конической шестерни и ведущей цилиндрической располагаются в одной плоскости.

На автомобилях ЗИЛ-1335 устанавливается мост следующей компоновки.

Разнесенные главные передачи.

Центральный редуктор обыкновенная гипоидная или коническая передача с передаточным числом 2…3, и 2 редуктора размещенные по бортам или в колесах АТС. Подобные редукторы используются на АТС полной массой свыше 14 т. и автомобилях повышенной проходимости независимо от их массы.

Используются на МАЗ-500 (и модификации) и с цилиндрическими боковыми редукторами на УАЗ-469 (УАЗ-3151), ЛуАЗ. На некоторых АТС устанавливаются центральные 2-х ступенчатые главные передачи с повышенной или пониженной передачами. Управление передачами осуществляется дистанционно, передачи не оснащены синхронизаторами, поэтому переключение происходит при остановленном автомобиле.

L – ширина шестерни.

Осевая и радиальная силы определяются согласно существующих зависимостей для сил в конических редукторах. При этом необходимо учесть направление вращения шестерни и направление спирали зубьев шестерни.

Для колеса передачи окружная, радиальная силы и осевая силы равны силам шестерни. В случае, если зацепление гипоидное, то учитывается величина угла, образованного линией зацепления и окружной силой.

Для определения нагрузок в опорах и расчета подшипников определяют величину реакций в опорах, учитывая конструкцию установки шестерни. Используется методика рассмотрена при изучении дисциплины "Сопромат".

Опорой колеса рассчитываются в зависимости от величин реакций.

Дифференциалы.

Идея механического соединения 2-х ведущих колес появилась в 1827 году. Для этого стали использовать дифференциальный механизм. Движение АТС на повороте при отсутствии дифференциального механизма между ведущими колесами приводит к увеличению нагрузки на полуось внутрилежащего колеса. В случае появления циркуляции мощности, момент, нагружающий колесо может в двое превзойти крутящий момент при прямолинейном движении. Впервые дифференциал на АТС был применен в 1897 году на паровом автомобиле.

Иногда вместо дифференциалов устанавливают односторонние муфты свободного хода, т.е. на повороте, когда увеличивается частота вращения наружного колеса муфта не допускает передачи мощности в противоположном направлении, т.е. от опорной плоскости через колесо к оси автомобиля.

Без дифференциала двигаться по хорошей дороге запрещается на 2-х мостах.

Межосевой дифференциал – ВАЗ-2121, КамАЗ.

Силовые отношения.

Из условия равенства внешних моментов приложенных к дифференциалу, получим, что

                                                                             (5)

Из условия равенства мощностей на корпусе и ведомых валах дифференциала получаем:

                                                                        (3)

N_r – потери мощности на трение.

Используя уравнение симметричного дифференциала (2) и уравнение мощностей (3) получим следующие соотношения с учетом моментов, действующих в дифференциале:

                                   (4)

Решая совместно уравнения (4) и (5) и условно приняв, что w₁>w₂, т.е. полуось передающая крутящий момент М₁ – забегающая, а передающая М₂ – отстающая, получаем величину момента на отстающей оси:

.

Соответственно на забегающей:

.

При этом величины моментов, приложенных к полуосям различаются на величину М_r, представляющую собой момент потерь в дифференциале, которые принимаем общим для всего дифференциала. При отсутствии потерь моменты на полуосях распределяются поровну.

Балки мостов.

Конструкция балок определяется типом моста (ведущий, ведомый, управляемый, поддерживающий) и типом подвески моста к раме (кузову).

Основной элемент моста - балка (картер). В зависимости от типа моста и типа подвески может быть разъемной, неразъемной, выполнена кованой, сварной, штампованной или литой. Перечисленные особенности определяют условия нагружения картера и методы расчета.

Рулевые управления АТС.

Система управления АТС должна обеспечивать:

- эффективное с точки зрения значения АТС длительное движение в определенных условиях при минимальной утомляемости водителя;

- полную реализацию эксплуатационных свойств АТС;

- заданный уровень показателей эксплуатационных свойств (управляемость, устойчивость движения, маневренность) определяющих качество управляемого движения АТС;

- безопасность движения.

Оценочные показатели управляемости.

1. Средняя скорость движения.

2. Затраты энергии.

3. Максимальная безопасная скорость.

4. Скорость прохождения типовых траекторий движения по условиям начала заноса, опрокидывания, выхода за пределы намеченной траектории.

Оценочные показатели получают при испытаниях АТС.

Эргономические требования предъявляемые к рабочему месту водителя вырабатываются с целью понижения утомляемости, обеспечения остроты зрения и точности движения.

Рекомендуемый диаметр рулевого колеса – 350…450 мм.

Расположение рулевого колеса должно быть таким, чтобы движение рук осуществлялось без изменения положения тела водителя.

Регламентированы координаты рулевого колеса с учетом роста водителя.

Для большегрузных автомобилей и автобусов для снижения энергетических затрат возможности использования предельных усилий водителя в аварийных ситуациях увеличивается диаметр рулевого колеса и угол наклона рулевого колеса (автобусы 1,32…1,43 раза, 15…20°). Рулевое колесо большого диаметра позволяет вывести обод колеса из сферы обзора.

Способы управления АТС.

Реализация управления автомобилем связана с регулировкой относительного положения или направления и величин угловой скорости элементов колесного движителя. Существует несколько способов управления:

1. Кинематический – связан с изменением взаимного положения колес, опор, осей либо сочлененных звеньев АТС.