Требования к главной передаче

Главной передачей называется шестерённый механизм, повышающий передаточное число трансмиссии автомобиля. Главная передача служит для увеличения крутящего момента двигателя, подводимого к ведущим колёсам, и уменьшения скорости их вращения до необходимых значений

Главная передача обеспечивает максимальную скорость движения автомобиля на высшей передаче и оптимальный расход топлива в соответствии с её передаточным числом. Передаточное число главной передачи зависит от типа и назначения автомобиля, а также мощности и быстроходности двигателя. Передаточное число главной передачи обычно составляет 6,5…9,0 у грузовых автомобилей и 3,5…5,5 у легковых автомобилей.

На автомобилях применяются различные типы главных передач: одинарная и двойная. Одинарная состоит из одной пары шестерён и бывает:

- цилиндрическая, которая применяется в переднеприводных легковых автомобилях при поперечном расположении двигателя. Её передаточное число 3,5…4,2, а шестерни могут быть прямозубыми, косозубыми и шевронными. Цилиндрическая главная передача имеет высокий КПД – не менее 0,98, но при этом она уменьшает дорожный просвет у автомобиля и более шумная по сравнению с другими.

- коническая применяется на легковых автомобилях и грузовых малой и средней грузоподъёмности. КПД конической главной передачи со спиральным зубом 0,97…0,98. Передаточные числа конических главных передач 3,5…4,5 у легковых и 5…7 у грузовых автомобилей и автобусов.

- гипоидная главная передача имеет широкое применение на легковых и грузовых автомобилях. Она имеет КПД равный 0,96…0,97.

- червячная главная передача может быть с верхним и нижним расположением червяка, имеет передаточное число 4…5 и в настоящее время применяется редко. Её применяют на некоторых многоосных многоприводных автомобилях. По сравнению с другими типами червячная передача меньше по размерам, более бесшумная, обеспечивает более плавное зацепление и минимальные динамические нагрузки. Она имеет наименьший КПД (0,9…0,92).

На грузовых автомобилях средней и большой грузоподъёмности, на полноприводных трёхосных автомобилях и автобусах для увеличения передаточного числа трансмиссии, чтобы обеспечить передачу большого крутящего момента, применяются двойные главные передачи. КПД двойных главных передач находится в пределах 0,93…0,96.

При разделении главной передачи на две части уменьшаются нагрузки на полуоси и детали дифференциала, а также уменьшаются размеры картера и средней части ведущего моста. Разнесённая главная передача более сложная, имеет большую металлоёмкость, дорогостоящая и трудоёмкая в обслуживании.

Дополнительно к общим требованиям к конструкции автомобиля к главной передаче предъявляются и специальные требования:

- минимальные габаритные размеры, обеспечивающие требуемый дорожный просвет;

- обеспечение наиболее низкого уровня шума.

При расчёте главной передачи выполняется следующее:

- определяется передаточное число главной передачи;

- находятся силы, действующие в зацеплении шестерён;

- производится расчёт шестерён на прочность и износ;

- подбираются подшипники.

Для червячной главной передачи передаточное число равно:

u_г= ,

где z₁ – число заходов червяка;

z₂ – число зубьев червячной передачи;

D₀, d₀ – начальные диаметры соответственно шестерни и червяка;

β_ч – угол подъёма винтовой линии червяка.

Передаточное число конической передачи равно:

u_г= ,

где z₁= ; z₂= - число зубьев ведущей и ведомой шестерён;

d₀, D₀ – начальные диаметры ведущей и ведомой шестерён;

β_1, β₂ – углы наклона зубьев ведущей и ведомой шестерён;

m_н – нормальный модуль.

Для гипоидной передачи передаточное число равно:

u_г= .

Для ведущей шестерни конической главной передачи:

окружная сила

Р₁= ,

где r_ср=к – 0,5lsinδ – средний радиус начального конуса шестерни;

r – радиус основания начального конуса;

l – длина зуба по образующей конуса шестерни;

δ – половина угла начального конуса;

осевая сила

Q₁= ,

где знак «-» - при одинаковых направлениях вращения и спирали; «+» - при разных направлениях вращения и спирали;

радиальная сила

R₁= .

При расчёте шестерни на прочность определяют напряжения в зубьях от изгиба: σ_изг= ,

где Р – окружная сила;

у – коэффициент,учитывающийформуичислозубьев;

b – ширина шестерни;

t_н – нормальный шаг в среднем сечении начального конуса шестерни.

При расчёте шестерён главной передачи на износ определяют контактные напряжения в зубьях. Вал ведущей шестерни главной передачи рассчитывают на прочность и жёсткость.

Дифференциалом называется механизм трансмиссии, распределяющий крутящий момент двигателя между ведущими колёсами и ведущими мостами автомобиля.

В зависимости от типа и назначения автомобилей применяются различные типы дифференциалов.

По расположению в трансмиссии:

- межколёсный;

- межосевой.

По внутреннему трению:

- малого трения;

- повышенного трения,

По распределению крутящего момента:

- симметричный;

- несимметричный.

По конструкции:

- шестерённый;

- кулачковый;

- червячный.

К дифференциалу предъявляются дополнительные требования, в соответствии с которым он должен:

- распределять крутящий момент между ведущими колёсами и мостами в пропорции, обеспечивающей автомобилю наилучшие тягово-скоростные свойства, проходимость, управляемость и устойчивость;

- иметь минимальные габаритные размеры.

Дифференциал представляет собой планетарный механизм, который включает в себя три звена – корпус (водило), сателлиты и полуосевые шестерни.

При неподвижном корпусе кинематический параметр дифференциала (внутреннее передаточное число) равно:

p= ,

где z₁, z₂ – числа зубьев полуосевых шестерён;

ω₁, ω₂, ω_д – угловые скорости полуосевых шестерён и корпуса

дифференциала.

Из этого равенства получим уравнение кинематики дифференциала:

ω₁ - рω₂=(1-р)ω_д.

При равенстве числа зубьев полуосевых шестерён кинематический параметр р=-1 и такой дифференциал является симметричным, так как знак «-» указывает на вращение полуосевых шестерён в разные стороны при остановленном корпусе дифференциала.

При разном числе зубьев полуосевых шестерён кинематический параметр р≠1 и дифференциал является несимметричным. Кинематическое уравнение симметричного дифференциала имеет следующий вид: ω₁+ω₂=2ω_д.

Из этого уравнения следует:

ω₁=ω₂=ω_д – при прямолинейном движении автомобиля;

ω₁<ω₂; ω<ω₁ – при поворотах автомобиля в разные стороны.

Симметричный дифференциал распределяет поровну крутящий момент между ведущими колёсами. Это его свойство обеспечивает хорошую устойчивость и управляемость автомобилю при движении на хороших дорогах с твёрдым покрытием. Однако, оно ухудшает проходимость автомобиля. Так, например, если одно из ведущих колёс находится на участке дороги с малым коэффициентом трения, а другое – с большим, то при трогании автомобиля с места, колесо с большим сцеплением стоит на месте, а с меньшим – буксует. Для устранения этого недостатка применяют принудительную блокировку дифференциала – его выключение.

Принудительная блокировка дифференциала обеспечивает полное использование по сцеплению тяговой силы на ведущих колёсах. При слишком частом пользовании блокировкой дифференциала возникает временная перегрузка полуосей, ухудшается устойчивость автомобиля и затрудняется его управляемость. Следовательно, своевременное включение блокировки дифференциала должно проводиться только при преодолении труднопроходимых мест.

Распределение крутящего момента между ведущими колёсами автомобиля характеризует коэффициент блокировки дифференциала (к_б), который равен отношению момента М_от на отстающем колесе к моменту М_заб на забегающем колесе.

Для симметричного дифференциала

М_от=0,5(М_д+М_тр); М_заб=0,5(М_д-М_тр),

где М_тр=М_от-М_заб – момент трения в дифференциале.

Коэффициент блокировки симметричного дифференциала

К_б= .

Для несимметричного дифференциала

М_от= М_заб=

где z_заб, z_от – числа зубьев соответственно на забегающей и отстающей

полуосевых шестернях.

Для кулачкового дифференциала

М_от= М_заб=

где n_заб, n_от – число кулачков на забегающей и отстающей звёздочках

полуосей.

Коэффициент блокировки дифференциала зависит от потерь на трение в дифференциале. Так, для дифференциалов малого трения к_б =0,5…2.0. а для дифференциалов повышенного трения к_б =2,5…8,0.

Трение в дифференциале позволяет передавать больший крутящий момент на небуксующее колесо и меньший на буксующее, что может предотвратить буксование. В этом случае за счёт трения в дифференциале суммарная тяговая сила на двух ведущих колёсах автомобиля достигает максимального значения:

Р_{т мах}=2Р_{сц min} + ,

где Р_{сц min} – тяговая сила на колесе с меньшим сцеплением;

r_к – радиус колеса.

Привод ведущих и управляемых колёс автомобиля осуществляется с помощью полуосей. Полуоси служат для передачи крутящего момента двигателя от дифференциала к ведущим колёсам. На автомобилях применяются различные типы полуосей.

Фланцевая полуось представляет собой вал, который изготовлен как одно целое с фланцем. Фланец находится на наружном конце полуоси и служит для крепления ступицы или диска колеса.

Бесфланцевая полуось представляет собой вал, наружный и внутренние концы которого имеют шлицы. Шлицы наружного конца предназначены для установки фланца крепления полуоси со ступицей колеса, а шлицы внутреннего конца – для связи с полуосевой шестернёй дифференциала.

Нагруженность полуосей зависит от способа их установки к балке ведущего моста.

Полуразгруженная полуось наружным концом опирается на подшипник, установленный в балке заднего моста. Полуось не только передаёт крутящий момент на ведущее колесо и работает на скручивание, но и воспринимает изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях от сил, действующих на ведущее колесо при движении автомобиля. Полуразгруженные полуоси применяются в задних ведущих мостах легковых автомобилей и грузовых автомобилей малой грузоподъёмности.

Разгруженная полуось имеет ступицу колеса, установленную на балке моста на двух подшипниках. В результате все изгибающие моменты воспринимаются балкой моста, а полуось передаёт только крутящий момент, работая на скручивание. Разгруженные полуоси применяются в ведущих мостах автобусов и грузовых автомобилей средней и большой грузоподъёмности.

К полуосям применяются специальные требования в соответствии с которыми полуоси должны:

- обеспечивать передачу крутящего момента к ведущим колёсам автомобиля без пульсации при их вращении с разными угловыми скоростями;

- выполнять функции предохранителя при чрезмерно больших динамических нагрузках в системе механизмов привода к ведущим колёсам.

Полуоси рассчитывают на прочность. Расчёт полуосей выполняется для трёх нагрузочных режимов:

- прямолинейное движение автомобиля;

-занос автомобиля;

- переезд ведущих колёс через препятствие.

Полуразгруженная полуось при движении автомобиля воспринимает следующие моменты:

крутящий момент от тяговой силы Р_т

М_кр=Р_тr_к;

изгибающий момент от тяговой силы Р_т

М_рт=Р_тb;

изгибающий момент от нормальной реакции дороги R_z

M_z=R_zb;

изгибающий момент от поперечной реакции дороги R_y

M_y=R_yr_к;

где b – плечо изгиба; r_к – радиус ведущего колеса.

Изгибающий момент М_рт действует в горизонтальной плоскости, а изгибающие моменты М_z и M_y – в вертикальной плоскости.

При прямолинейном движении автомобиля результирующий изгибающий момент в вертикальной и горизонтальной плоскостях

М_изг=b .

Сложные напряжения от изгиба и скручивания

σ_Σ= ,

где d – диаметр полуоси в опасном сечении;

Р_т=R_zφ_x; φ_х =0,8 – коэффициент продольного сцепления.

Расчёт разгруженной полуоси на прочность выполняется только для случая прямолинейного движения автомобиля. При этом полуось рассчитывается на кручение и жёсткость. Крутящий момент, передаваемый разгруженной полуосью равен: М_кр=Р_тr_к.

Напряжения кручения

τ_кр= .

К рулевому управлению предъявляются специальные требования, в соответствии с которыми рулевое управление должно обеспечивать:

- минимальный радиус поворота для высокого маневренного автомобиля;

- лёгкость управления автомобилем;

- пропорциональность между усилием на рулевом колесе и сопротивлением повороту управляемых колёс;

- соответствие между углами поворота рулевого колеса и управляемых колёс;

- минимальную передачу толчков и ударов на рулевое колесо от дорожных неровностей;

- предотвращение автоколебаний управляемых колёс вокруг осей поворота;

- минимальное влияние на стабилизацию управляемых колёс;

- травмобезопасность, исключающую травмирование водителя при любых столкновениях автомобиля.

Минимальный радиус поворота – это расстояние от центра поворота до оси колеи переднего наружного управляемого колеса при максимальном угле поворота колеса.

Минимальный радиус поворота автомобиля можно определить по следующей формуле:

R_пmin= ,

где R_э= - радиус поворота автомобиля;

θ_max – максимальный угол поворота управляемых колёс;

δ₁, δ₂ – углы увода передних и задних колёс;

L – база автомобиля.

Центр поворота автомобиля О находится внутри его базы на некотором расстоянии С от оси задних колёс:

С =R_э tgδ₂.

Угловым передаточным числом рулевого управления называется отношение угла поворота рулевого колеса α_р.к. к углу поворота управляемых колёс θ:

u_ω= ,

где θ=(θ_н+θ_в)/2; θ_н, θ_в – углы поворота наружного и внутреннего управляемых колёс.

Это передаточное число является переменным, зависит от передаточных чисел рулевого механизма u_р.м. и рулевого привода u_р.п. и равна их произведению:

u_ω=u_р.м.u_р.п..

Угловое передаточное число называют также передаточным числом рулевого механизма, которое равно отношению угла поворота рулевого колеса α_р.к. к углу поворота вала сошки α_р.с..

Рулевые механизмы большинства автомобилей имеют постоянное передаточное число u_р.м.=13…22 для легковых автомобилей u_р.м. =20…25 для грузовых автомобилей.

Передаточным числом рулевого привода называется отношение угла поворота вала рулевой сошки α_р.с. к углу поворота управляемых колёс θ. Передаточное число рулевого привода при повороте рулевого колеса не остаётся постоянным, а изменяется, так как изменяется положение рычага и сошки. Его значение находится в пределах 0,85…1.10.

Рулевым называется механизм, преобразующий вращение рулевого колеса в поступательное перемещение рулевого привода, вызывающее поворот управляемых колёс автомобиля. Рулевые механизмы должны обеспечивать:

- высокий КПД при передаче усилия от рулевого колеса к управляемым колёсам для лёгкости управления автомобилем и несколько меньший КПД в обратном направлении для уменьшения толчков и ударов на рулевом колесе от дорожных неровностей;

- обратимость механизма, исключающую снижение стабилизации управляемых колёс автомобиля;

- минимальный зазор в зацеплении механизма при нейтральном положении управляемых колёс и возможность регулирования этого зазора в процессе эксплуатации;

- заданный характер изменения передаточного числа механизма.

На современных автомобилях имеют применение три типа рулевых механизмов: червячные (червячно-роликовые и червячно-секторные), винтовые (винторычажные и винтореечные) и зубчатые (шестерённые и реечные).

Червячные рулевые механизмы применяются на легковых, грузовых автомобилях и автобусах.

Винтовые рулевые механизмы используются на тяжёлых грузовых автомобилях. Наибольшее распространение получили винтореечные механизмы. Винторычажные применяются редко, так как имеют низкий КПД и значительное изнашивание.

Зубчатые рулевые механизмы применяются в основном на легковых автомобилях малого и среднего классов.

Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма к управляемым колёсам и для обеспечения правильного поворота колёс. В соответствии с предъявляемыми требованиями рулевой привод должен обеспечивать:

- правильное соотношение углов поворота управляемых колёс, исключающее боковое скольжение колёс автомобиля;

- отсутствие автоколебаний управляемых колёс вокруг шкворней;

- отсутствие самопроизвольного поворота управляемых колёс при колебаниях автомобиля на упругих устройствах подвески. Рулевые приводы различаются по типу рулевой трапеции(с неразрезанной рулевой трапецией и с разрезанной рулевой трапецией) и по расположению рулевой трапеции (с передней рулевой трапецией и с задней рулевой трапецией).

В рулевом управлении рассчитывают на прочность:

- детали рулевого механизма;

- детали рулевого привода.

При расчёте на прочность определяют нагрузки, действующие на детали рулевого управления, и напряжения, возникающие в деталях.

При расчёте максимального усилия на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колёс на месте момент сопротивления повороту определяется по формуле:

М_с= ,

где φ_у = 0,9…1,0 – коэффициент сцепления при повороте управляемого

колеса на месте;

G_k – нагрузка на колесо;

Р_ш – давление воздуха в шине.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Р_р.к.= ,

где u_ω – угловое передаточное число рулевого управления;

R_р.к. – радиус рулевого колеса;

η_р.у – КПД рулевого управления.

Рулевой вал (обычно трубчатый) работает на кручение, нагружаясь моментом

М_р.к.Р_р.к..

Напряжения кручения трубчатого вала

τ_кр= ,

где d_н и d_в – наружный и внутренний диаметры вала.

В червячно-роликовой рулевой передаче глобоидный червяк и ролик рассчитывают на сжатие, при котором определяют контактные напряжения в зацеплении:

σ_сж= ,

где Q – осевая сила, действующая на червяк;

F_k – площадь контакта одного гребня ролика, равная сумме площадей

двух сегментов;

n – число гребней роликов.

Осевая сила Q= ,

где r₀ – начальный радиус червяка в наименьшем сечении;

β_ч – угол подъёма винтовой линии червяка.

В рулевом приводе рассчитывают вал рулевой сошки, рулевую сошку, палец рулевой сошки, продольную и поперечную тяги и рычаги поворотных цапф.

Вал рулевой сошки рассчитывают на кручение.

При отсутствии усилителя τ_кр = ;

при наличии усилителя τ_кр= ,

где d_c – диаметр вала рулевой сошки.

Расчёт сошки проводят на изгиб и кручение от максимальной силы Р_сош, действующей на шаровой палец от продольной рулевой тяги.

При отсутствии усилителя Р_сош= ,

где l₁ – расстояние между центрами головок рулевой сошки.

При наличии гидроусилителя Р_сош= .

Как уже упоминалось ранее, современные автомобили оборудуются различными тормозными системами.

Рабочая тормозная система предназначена для снижения скорости автомобиля вплоть до полной его остановки. Она является наиболее эффективной из всех тормозных систем, действует на все колёса автомобиля и используется для служебного и экстренного торможения.

Стояночная тормозная система служит для удержания на месте неподвижного автомобиля. Она воздействует только на задние колёса автомобиля или на вал трансмиссии.

Запасная тормозная система является резервной, она предназначена для остановки автомобиля при выходе из строя рабочей тормозной системы. При отсутствии на автомобиле отдельной запасной тормозной системы её функции может выполнять исправная часть рабочей тормозной системы или стояночная тормозная система.

Вспомогательная тормозная система служит для ограничения скорости движения автомобиля на длинных и затяжных спусках. Она выполняется независимой от других тормозных систем и представляет собой тормоз – замедлитель, который обычно действует на вал трансмиссии.

Прицепная тормозная система предназначена для снижения скорости движения, остановки и удержания на месте прицепа, а также автоматической его остановки при отрыве от автомобиля – тягача.

Рабочей, стояночной и запасной тормозными системами оборудуются все автомобили, а вспомогательной – только грузовые автомобили большой грузоподъёмности полной массой свыше 12 т и автобусы полной массой более 5 т. Прицепной тормозной системой оборудуются прицепы, работающие в составе автопоездов.

Тормозные системы должны обеспечивать:

- минимальный тормозной путь или максимальное замедление при торможении;

- сохранение устойчивости автомобиля при торможении;

- стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях;

- минимальное время срабатывания при торможении;

- пропорциональность между усилием на тормозной педали и тормозными силами на колёсах автомобиля;

- лёгкость управления.

Необходимыми условиями получения минимального тормозного пути являются минимальное время срабатывания тормозного привода, одновременное торможение всех колёс автомобиля, возможность доведения тормозных сил на колёсах автомобиля до максимального значения по сцеплению и обеспечение необходимого распределения тормозных сил между колёсами автомобиля в соответствии с нагрузками на колёса.

Для выполнения требования устойчивости при торможении необходимо, чтобы тормозные силы на левых и правых колёсах автомобиля при торможении были одинаковыми (разница не более 15 %) и распределялись между передними и задними колёсами в соответствии с приходящимися на них нагрузками или пропорционально нормальными реакциями на колёсах:

.

Стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях автомобиля может быть обеспечена, если тормозные накладки будут иметь коэффициент трения, равный 0,3…0,35, мало зависящий от скорости скольжения, нагрева и попадания на них воды.

Время срабатывания тормозной системы зависит главным образом от типа тормозного привода. Оно должно составлять 0.2…0,5 с при гидравлическом приводе, 0.6…0,8 при пневматическом приводе и 1…2 с для автопоезда с пневматическим тормозным приводом.

Тормозные механизмы могут осуществлять принудительное замедление автомобиля различными способами – механическим (фрикционным), гидравлическим, электрическим и внеколёсным торможением.

Фрикционные тормозные системы (дисковые и барабанные) получили наиболее широкое распространение. Дисковые тормозные механизмы применяются для передних и задних колёс легковых автомобилей малого и среднего классов. Барабанные тормозные механизмы используют на грузовых автомобилях, независимо от их грузоподъёмности, в качестве колёсных и трансмиссионных и на легковых автомобилях малого и среднего классов для задних колёс.

Дисковые тормозные механизмы по сравнению с барабанными имеют меньшую массу, более компактны, более стабильны и лучше охлаждаются. Однако они менее эффективны, имеют более быстрое изнашивание фрикционных накладок и хуже защищены от грязи.

Гидравлические, электрические, компрессорные и аэродинамические тормозные механизмы используются на автомобилях в качестве тормозов-замедлителей.

Гидравлические тормоза-замедлители имеют большую массу и мало эффективны при небольших скоростях движения автомобиля.

Электрические тормоза-замедлители высокоэффективны и обеспечивают плавность торможения автомобиля. Однако они имеют большую массу, дорогостоящи в изготовлении и расходуют дополнительную энергию аккумуляторных батарей.

Компрессорный тормоз-замедлитель прост по конструкции и не требует больших затрат. Однако он малоэффективен при торможении автомобиля, движущегося на высших передачах. Кроме того, для него необходимо специальное устройство, предотвращающее выбрасывание масла из воздушного фильтра двигателя.

Аэродинамические тормозные механизмы увеличивают сопротивление воздуха и используются для экстренного внеколёсного торможения автомобилей.

Эффективностью тормозного механизма служит коэффициент, который представляет собой отношение тормозного момента М_тор, создаваемого механизмом, к моменту от приводной силы, называемый коэффициентом эффективности:

К_э= ,

где Р_п.с. – суммарная приводная сила тормозных колодок;

r_п – радиус приложения результирующей силы трения.

В барабанном тормозном механизме коэффициент эффективности рассчитывается не только для механизма в целом, но и отдельно для каждой тормозной колодки:

К_э1 = - для первичной колодки;

К_э2 = - для вторичной колодки,

где М_тор1, М_тор2 – тормозные элементы, создаваемые колодками;

Р₁, Р₂ – приводные силы колодок.

Тормозной момент дискового механизма

М_тор=2Рμr_ср,

где μ – коэффициент трения.

Коэффициент эффективности механизма

К_э = .

Дисковые тормозные механизмы обеспечивают плавное торможение всех колёс при любой начальной скорости автомобиля. Однако они очень чувствительны к загрязнению и их сложно использовать в качестве стояночных тормозных механизмов.

Широко распространённые барабанные тормозные механизмы отличаются силовым воздействием колодок с разжимным устройством и барабаном, а также расположением опор тормозных колодок.

Приводные силы Р₁ и Р₂ прижимающие колодки 1 и 2 к барабану равны, так как площади поршней тормозного цилиндра одинаковы. Колодка 1 называется первичной (активной, самоприжимной), а колодка 2 – вторичной (пассивной, самоотжимной). Первичная колодка нагружается больше, чем вторичная. При вращении колеса в противоположную сторону (движение автомобиля задним ходом) функции колодок изменяются и колодка 2 работает как первичная, а колодка 1 – как вторичная.

В связи с тем, что реакции барабана на колодки и силы трения не равны между собой, подшипники ступицы колеса нагружаются дополнительной силой. Такой механизм является неуравновешенным. Тормозная колодка первичной накладки изнашивается интенсивнее, чем вторичной. Для уравновешивания изнашивания фрикционная накладка первичной накладки делается длиннее, чем у вторичной колодки.

Такого типа тормозные механизмы применяются на грузовых автомобилях средней грузоподъёмности и в качестве задних тормозных механизмов на легковых автомобилях.

Управление тормозными механизмами осуществляется тормозными приводами.

Механический тормозной привод представляет систему тяг, рычагов, тросов спомощью которых усилие водителя от рычага или педали управление передаётся к тормозным механизмам. Механический привод применяется в качестве обязательного привода в стояночной тормозной системе. На легковых автомобилях механический привод действует на тормозные механизмы задних колёс, а на грузовых – на трансмиссионный тормоз, устанавливаемый обычно на вторичном валу коробки передач. Механический привод имеет низкий КПД, равный 0,4, и требует частых регулировок.

Гидравлический тормозной привод является гидростатическим, в котором передача энергии осуществляется давлением несжимаемой жидкости (до 220 МПа). Гидравлический привод применяется на легковых и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъёмности. На легковых автомобилях в зависимости от их класса могут применяться тормозные гидравлические приводы без усилителя или с вакуумным усилителем, который облегчает управление автомобилем. На грузовых автомобилях применяются вакуумные, гидровакуумные и пневматические усилители, при которых усилие на тормозной педали не превышает 250…300 Н, тогда как без усилителя усилие на тормозной педали достигает 800…1000 Н.

Пневматический тормозной привод применяется на грузовых автомобилях средней и большой грузоподъёмности, автопоездах и автобусах. Он более эффективен по сравнению с другими приводами, однако, менее компактен, сложен по конструкции и в обслуживании, более дорогостоящий и имеет большее время срабатывания (в 5…10 раз больше, чем у гидропривода).

Комбинированные тормозные приводы применяются на грузовых автомобилях средней и большой грузоподъёмности, а также на автопоездах. К ним относятся приводы пневмогидравлические, электропневматические и др. На длиннобазовых грузовых автомобилях и многозвенных автопоездах применяются электропневматический тормозной привод, имеющий электрическую часть и пневматическое оборудование.

Антиблокировочная система служит для устранения блокировки колёс автомобиля при торможении. Система автоматически регулирует тормозной момент и обеспечивает одновременное торможение всех колёс автомобиля. она также обеспечивает оптимальную эффективность торможения и повышает устойчивость автомобиля.

При расчёте тормозных систем определяют:

- удельные давления для фрикционных накладок тормозных колодок;

- работу трения при торможении;

- нагрев тормозного барабана или тормозного диска;

- нагрузки и параметры гидравлического тормозного привода без усилителя и с усилителем;

- нагрузки и параметры пневматического тормозного привода.

Удельные давления для накладок тормозных колодок рассчитывают по величине нормальных реакций, действующих со стороны тормозного барабана.

Удельные давления для первичной колодки

р_уд1= ;

для вторичной колодки

р_уд2= ,

где N₁, N₂ – нормальные реакции для первичных и вторичных колодок;

β₁, β₂ – углы охвата колодок;

r_б – радиус тормозного барабана;

b₁, b₂ – ширина колодок.

Удельные давления не должны превышать 100…200 Н/см² для первичной колодки и 50…70 Н/см² для вторичной колодки. Для уравновешенного тормозного механизма р_уд =80…90 Н/см².

Удельная работа трения q_уд зависит от начальной скорости торможения, при которой вся кинетическая энергия автомобиля поглощается работой трения в тормозных механизмах:

q_уд= ,

где A=m_av²/2 – кинетическая энергия автомобиля массой m_a при макси-

мальной скорости v начала торможения;

F_нак – суммарная площадь поверхности накладок тормозных механиз-

мов всех колёс автомобиля.

Средние значения удельной работы трения составляют 1…2 кДж/см² для легковых автомобилей и 0,6…0,8 кДж/см² для грузовых автомобилей и автобусов.

Нагрев Δt_б тормозного барабана (или диска) за одно торможение определяется по формуле:

Δt_б= ,

где m_k – масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо;

m_б – масса тромозного барабана;

с= 500 Дж/(кг·К) – удельная теплоёмкость чугуна или стали.

Нагрев тормозного барабана или диска недолжен превышать за одно торможение 20 ⁰С.

В соответствии с предъявляемыми требованиями подвеска должна:

- обеспечивать высокую плавность хода автомобиля;

- обладать высокой динамической энергоёмкостью;

- эффективно гасить колебания кузова и колёс автомобиля при движении;

- обеспечивать правильную кинематику управляемых колёс автомобиля;

- иметь минимальную массу неподрессоренных частей.

Плавность хода автомобиля можно оценивать по упругой характеристики подвески и по амплитудно – частотной характеристике автомобиля.

Упругой характеристикой подвески называют зависимость между вертикальной нагрузкой и прогибом подвески, измеренным по перемещению колеса.

По упругой характеристике подвески можно определить следующие параметры: статический прогиб подвески f_ст, динамический прогиб подвески при ходе колеса вверх f_д.в, и вниз f_д.н, жёсткость подвески с_п, коэффициент динамичности к_д и статическую силу сухого трения F_ст в подвеске.

Статический прогиб подвески f_ст определяется путём проведения касательной линии к упругой характеристике в точке, соответствующей статической нагрузке G_ст. Желательно, чтобы статический прогиб подвески составлял 200…250 мм для легковых автомобилей, 80…140 мм для грузовых автомобилей и 110…200 мм для автобусов.

Динамический прогиб подвески при ходе колеса вверх f_д.в, включая прогиб резинового буфера, ограничивающего ход колеса, должен составлять: 0,5f_ст для легковых автомобилей; 1f_ст для грузовых автомобилей и 0,75f_ст для автобусов.

Динамический прогиб подвески при ходе колеса вниз f_д.н должен быть приблизительно равен динамическому прогибу при ходе колеса вверх (f_д.н=f_д.в).

Жёсткость подвески определяется как тангенс угла наклона касательной к средней линии упругой характеристики подвески:

С_п=tgα= .

При снижении жёсткости подвески уменьшается частота колебаний подрессоренной подвески и повышается плавность хода автомобиля. Это достигается применением независимой подвески, жёсткость которой меньше, чем у зависимой подвески.

Статическая сила трения F_ст в подвеске определяется как половина разности ординаты, заключённой между кривыми нагружения и разгружения подвески. Эту силу называют силой сухого трения. Динамическая сила сухого трения в подвеске меньше, чем статическая, и её значение приблизительно составляет F_д=(0,5…0,7)F_ст.

Амплитудно-частотной характеристикой автомобиля называется зависимость перемещений кузова и колёс и ускорений кузова автомобиля от частоты возмущающей силы. Периодически действующая на автомобиль возмущающая сила, обусловленная волнистой поверхностью дороги, вызывает вынужденные колебания автомобиля. Эти колебания зависят от частоты возмущающей силы (чередование дорожных неровностей), с^-1:

ν= ,

где v – скорость автомобиля, км/ч; l_д – длина неровностей, км/ч.

Энергоёмкость подвески характеризуется коэффициентом динамичности.

Коэффициент динамичности представляет собой отношение максимальной нагрузки, которая может передаваться через подвеску, к статической нагрузке на подвеску: к_д= .

При небольшом коэффициенте динамичности наблюдаются частые пробои подвески (удары в ограничители), а при больших его значениях подвеска будет очень жёсткой.

При движении автомобиля по неровностям дороги подвеска должна обеспечивать правильную кинематику управляемых колёс при их вертикальных перемещениях. Кинематика передних управляемых колёс считается правильной, если угол α наклона колеса при максимальном его подъёме не превышает 5…6⁰, а изменение колеи ΔВ компенсируется упругостью шины колеса.

Правильная кинематика колёс определяется типом подвески и её направляющим устройством. От направляющего устройства подвески зависят изменение колеи и стабилизация управляемых колёс, правильная кинематика рулевого привода и боковой крен кузова.

При зависимой подвеске правильную кинематику управляемых колёс невозможно обеспечить полностью. При наезде колёс на дорожную неровность их колея не остаётся постоянной, а изменяется, что может вызвать нарушение условий качения колёс (боковое скольжение).

Независимые подвески обеспечивают правильную кинематику управляемых колёс автомобиля. Однако правильная кинематика достигается не при всех типах направляющих устройств подвески.

Наилучшую кинематику управляемых колёс обеспечивает рычажно-телескопическая подвеска. Она обеспечивает небольшое изнашивание шин и хорошую устойчивость автомобиля при движении и при торможении на скользкой дороге.

Специальные требования, которые предъявляются к мостам следующие:

- мосты должны иметь минимальную массу, наименьшие габаритные размеры и высокую жёсткость;

- мосты должны обеспечивать стабильные углы установки управляемых колёс и осей их поворота (шкворней).

Масса ведущего моста зависит от типа автомобиля и типа самого моста. Она составляет примерно 10…15 % от сухой массы шасси грузовых автомобилей и 3…5 % от сухой массы легковых автомобилей. Для грузовых автомобилей верхний предел массы относится к ведущим мостам с двойной главной передачей.

Масса управляемого моста составляет примерно 5…9 % от сухой массы шасси грузовых автомобилей.

Масса комбинированных мостов зависят от их балок, которые выполняют цельными или разъёмными, сварными, штампованными или литыми.

Габаритные размеры ведущего моста зависят от типа главной передачи и, следовательно, её размеров. Так, в грузовых автомобилях и автобусах тип главной передачи определяется диаметром ведомой шестерни при заданном размере шин с учётом необходимого дорожного просвета под картером ведущего моста.

Ведущие мосты с одинарными коническими и гипоидными главными передачами имеют меньшие размеры, чем с двойными главными передачами. Ведущие мосты с червячной главной передачей имеют меньшие габаритные размеры, чем мосты с другими типами главных переда, но при этом они имеют более высокую стоимость и поэтому очень редко используются на автомобилях.

Жёсткость мостов оценивается максимальным статическим прогибом балки при действии нагрузки, соответствующей полной массе автомобиля. Для ведущих мостов максимальный статический прогиб балки не должен превышать 1,5 мм на 1 м колеи ведущих колёс.

Высокой жёсткостью обладают штампованные из листовой стали сварные балки из двух половин. Литые неразъёмные ведущие мосты также обладают высокой жёсткостью. Высокую жёсткость при малой массе имеют трубчатые балки управляемых мостов. Однако они сложнее в производстве и дороже двутавровых балок.

Балки комбинированных мостов, изготовленные цельными, разъёмными, сварными штампованными и литыми, имеют высокую жёсткость.

Обеспечение управляемым мостом стабильности углов установки управляемых колёс необходимо для создания наименьшего сопротивления движению автомобиля, уменьшения изнашивания шин и снижения расхода топлива.

Углом развала управляемых колёс называется угол α_к, заключённый между плоскостью колеса и вертикальной плоскостью, параллельной продольной оси автомобиля. Угол развала считается положительным, если колесо наклонено от автомобиля наружу и отрицательным при наклоне колеса внутрь.

Угол развала обеспечивает перпендикулярное расположение управляемых колёс к поверхности дороги. Он создаётся конструкцией управляемого моста путём наклона поворотной цапфы.

Угол схождения δ_к=0⁰20´…1⁰, определяемый разностью размеров А-Б=2…8 мм между колёсами необходим для предотвращения бокового скольжения управляемых колёс при их качении с развалом.

Угол β_ш=5…10⁰ поперечного наклона шкворня при повороте управляемого колеса обеспечивает создание весового стабилизирующего момента, действующего на колесо.

Угол γ_ш=0…3,5⁰ продольного наклона шкворня при повороте управляемого колеса обеспечивает создание скоростного стабилизирующего момента, также действующего на колесо.

Стабилизация управляемых колёс – свойство колёс сохранять положение, соответствующее прямолинейному движению, и автоматически в него возвращаться. Чем выше стабилизация управляемых колёс, тем легче управлять автомобилем, выше безопасность движения, меньше изнашиваются шины и рулевое управление.

На автомобилях стабилизация управляемых колёс обеспечивается наклоном шкворня или оси поворота колёс в поперечной и продольной плоскостях, и упругими свойствами пневматической шины, которые создают стабилизирующие моменты – соответственно весовой, скоростной и упругий.

На автомобилях применяют различные типы ведущих мостов, отличающихся между собой: по конструкции балки моста (разъёмные и неразъёмные) и по способу изготовления балки моста (штампосварные и литые).

Разъёмные ведущие мосты применяются на легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъёмности.

Неразъёмные мосты обладают высокой жёсткостью и прочностью, но имеют большую массу и габаритные размеры. Кроме того, неразъёмные ведущие мосты более удобны в обслуживании, чем разъёмные, так как для доступа к главной передаче и дифференциалу не требуется снимать мост с автомобиля.

Комбинированный мост выполняет функции ведущего и управляемого моста одновременно и включает в себя главную передачу, дифференциал и привод ведущих управляемых колёс.

Передним управляемым мостом называется поперечная балка с ведомыми управляемыми колёсами, к которым не подводится крутящий момент от двигателя. Этот мост служит для поддержания несущей системы автомобиля и обеспечения его поворота. Передние управляемые мосты различных типов широко применяются на легковых, грузовых автомобилях и автобусах с колёсной формулой 4х2, а также на грузовых автомобилях с колёсной формулой 6х4.

В зависимости от типа подвески управляемых колёс передние мосты автомобилей могут быть неразрезными и разрезными. В неразрезных мостах управляемые колёса непосредственно связаны с балкой моста. В разрезных мостах связь управляемых колёс с балкой моста осуществляется через подвеску. Неразрезные мосты применяются на грузовых автомобилях и автобусах при зависимой подвеске колёс. Разрезные мосты устанавливаются на легковых автомобилях и автобусах при независимой подвеске колёс.

Поддерживающий мост предназначен только для поддерживания несущей системы автомобиля. Мост передаёт нагрузку от рамы и кузова автомобиля к колёсам. Поддерживающие мосты применяют на прицепах и полуприцепах, на многоосных грузовых автомобилях в качестве промежуточных мостов, а также на легковых автомобилях с приводом на передние колёса в качестве задних мостов.

Мосты автомобиля рассчитывают на прочность по сцеплению колёс автом0биля с дорогой при максимальном значении коэффициента сцепления. Расчёт выполняют для различных режимов движения автомобиля. При расчёте значения сил и моментов, действующих на мосты при движении автомобиля, принимаются максимальными.

_.

Вопросы для самопроверки по разделу 3

1. На что рассчитываются детали сцепления и привода сцепления?

2. Что и на какие нагрузки рассчитывается в коробке передач?

3. Требования к карданной передаче.

4. На какие нагрузки рассчитываются детали в главной передаче?

5. Требования, предъявляемые к полуосям.

6. Значение массы мостов.

7. Упругая характеристика подвески.

8. Какие эксплуатационные свойства автомобиля зависят от рулевого управления?

9. Требования, предъявляемые к тормозным системам.