На головну

Вимоги до головної передачі

  1. I Вимоги до майданчиків для складування вантажу
  2. II. Загальні вимоги до відпустки лікарських засобів
  3. II. Вимоги, пропоновані до ОСОБОВОГО СКЛАДУ.
  4. III. Вимоги до відпустки наркотичних засобів і психотропних речовин; лікарських засобів, що підлягають предметно-кількісному обліку; анаболічних стероїдів
  5. III. Вимоги до санітарно-технічного забезпечення
  6. IV. Вимоги до організації здорового харчування та формування зразкового меню
  7. VI.2.2.) Вимоги до особистості і дій опікуна.

Головною передачею називається шестеренний механізм, що підвищує передавальне число трансмісії автомобіля. Головна передача слугує для збільшення крутного моменту двигуна, що підводиться до провідних коліс, і зменшення швидкості їх обертання до необхідних значень

Головна передача забезпечує максимальну швидкість руху автомобіля на вищій передачі і оптимальний витрата палива відповідно до її передавальним числом. Передавальне число головної передачі залежить від типу і призначення автомобіля, а також потужності і швидкохідності двигуна. Передавальне число головної передачі зазвичай становить 6,5 ... 9,0 у вантажних автомобілів і 3,5 ... 5,5 у легкових автомобілів.

На автомобілях застосовуються різні типи головних передач: одинарна і подвійна. Одинарна складається з однієї пари шестерень і буває:

- циліндрична, Яка застосовується в передньопривідних легкових автомобілях при поперечному розташуванні двигуна. Її передавальне число 3,5 ... 4,2, а шестерні можуть бути прямозубими, косозубимі і шевронними. Циліндрична головна передача має високий ККД - не менше 0,98, але при цьому вона зменшує дорожній просвіт у автомобіля і більш галаслива в порівнянні з іншими.

- конічна застосовується на легкових автомобілях і вантажних малої і середньої вантажопідйомності. ККД конічної головної передачі зі спіральним зубом 0,97 ... 0,98. Передавальні числа конічних головних передач 3,5 ... 4,5 у легкових і 5 ... 7 у вантажних автомобілів і автобусів.

- гипоидная головна передача має широке застосування на легкових і вантажних автомобілях. Вона має ККД рівний 0,96 ... 0,97.

- червячная головна передача може бути з верхнім і нижнім розташуванням черв'яка, має передавальне число 4 ... 5 і в даний час застосовується рідко. Її застосовують на деяких багатовісних многопріводних автомобілях. У порівнянні з іншими типами черв'ячна передача менше за розмірами, більш безшумна, забезпечує більш плавне зачеплення і мінімальні динамічні навантаження. Вона має найменший ККД (0,9 ... 0,92).

На вантажних автомобілях середньої і великої вантажопідйомності, на повнопривідних Триосний автомобілях і автобусах для збільшення передавального числа трансмісії, щоб забезпечити передачу великого крутного моменту, застосовуються подвійні головні передачі. ККД подвійних головних передач знаходиться в межах 0,93 ... 0,96.

При поділі головної передачі на дві частини зменшуються навантаження на піввісь і деталі диференціала, а також зменшуються розміри картера і середній частині головної передачі. Рознесена головна передача складніша, має велику металоємність, дорога і трудомістка в обслуговуванні.

Додатково до загальних вимог до конструкції автомобіля до головної передачі пред'являються і спеціальні вимоги:

- Мінімальні габаритні розміри, що забезпечують необхідний дорожній просвіт;

- Забезпечення найбільш низького рівня шуму.

При розрахунку головної передачі виконується наступне:

- Визначається передавальне число головної передачі;

- Знаходяться сили, що діють в зачепленні шестерень;

- Проводиться розрахунок шестерень на міцність і знос;

- Підбираються підшипники.

Для черв'ячної головної передачі передавальне число дорівнює:

uг= ,

де z1 - Число заходів черв'яка;

z2 - Число зубів черв'ячної передачі;

D0, d0 - Початкові діаметри відповідно шестерні і черв'яка;

?ч - Кут підйому гвинтової лінії черв'яка.

Передавальне число конічної передачі одно:

uг= ,

де z1= ; z2= - Число зубів ведучої і веденої шестерень;

d0 , D0 - Початкові діаметри провідною і відомою шестерень;

?1, ?2 - Кути нахилу зубів ведучої і веденої шестерень;

mн - Нормальний модуль.

Для гипоидной передачі передавальне число дорівнює:

uг= .

Для провідної шестерні конічної головної передачі:

окружна сила

Р1= ,

де rср= К - 0,5lsin? - Середній радіус початкового конуса шестерні;

r - Радіус підстави початкового конуса;

l - Довжина зуба по котра утворює конуса шестерні;

? - Половина кута початкового конуса;

осьова сила

Q1= ,

де знак «-» - при однакових напрямках обертання і спіралі; «+» - При різних напрямках обертання і спіралі;

радіальна сила

R1= .

При розрахунку шестерні на міцність визначають напруги в зубах від вигину: ?изг= ,

де Р - Окружна сила;

у - коефіцієнт, учітивающійформуічіслозубьев;

b - Ширина шестерні;

tн - Нормальний крок в середньому перетині початкового конуса шестерні.

При розрахунку шестерень головної передачі на знос визначають контактні напруги в зубах. Вал провідної шестерні головної передачі розраховують на міцність і жорсткість.

Диференціалом називається механізм трансмісії, що розподіляє крутний момент двигуна між провідними колесами і провідними мостами автомобіля.

Залежно від типу і призначення автомобілів застосовуються різні типи диференціалів.

По розташуванню в трансмісії:

- Міжколісний;

- Міжосьовий.

По внутрішньому тертю:

- Малого тертя;

- Підвищеного тертя,

За розподілом крутного моменту:

- Симетричний;

- Несиметричний.

За конструкцією:

- Шестеренний;

- Кулачковий;

- Черв'ячний.

До диференціалу пред'являються додаткові вимоги, відповідно до якого він повинен:

- Розподіляти крутний момент між провідними колесами і мостами в пропорції, що забезпечує автомобілю найкращі тягово-швидкісні властивості, прохідність, керованість і стійкість;

- Мати мінімальні габаритні розміри.

Диференціал являє собою планетарний механізм, який включає в себе три ланки - корпус (водило), сателіти і напівосьові шестерні.

При нерухомому корпусі кінематичний параметр диференціала (внутрішнє передавальне число) дорівнює:

p = ,

де z1 , z2 - Числа зубів напівосьових шестерень;

?1, ?2, ?д - Кутові швидкості напівосьових шестерень і корпусу

диференціала.

З цієї рівності одержимо рівняння кінематики диференціала:

?1 - р?2= (1-р) ?д.

У разі рівного розподілу числа зубів напівосьових шестерень кінематичний параметр р = -1 і такий диференціал є симетричним, так як знак «-» вказує на обертання напівосьових шестерень в різні боки при зупиненому корпусі диференціала.

При різній кількості зубів напівосьових шестерень кінематичний параметр р ? 1 і диференціал є несиметричним. Кинематическое рівняння симетричного диференціала має наступний вигляд: ?1+ ?2= 2?д.

З цього рівняння випливає:

?1= ?2= ?д - При прямолінійному русі автомобіля;

?12; ? 1 - При поворотах автомобіля в різні боки.

Симетричний диференціал розподіляє порівну крутний момент між провідними колесами. Це його властивість забезпечує хорошу стійкість і керованість автомобілю під час руху на хороших дорогах з твердим покриттям. Однак, воно погіршує прохідність автомобіля. Так, наприклад, якщо одне з провідних коліс знаходиться на ділянці дороги з малим коефіцієнтом тертя, а інше - з великим, то при рушанні автомобіля з місця, колесо з великим зчепленням стоїть на місці, а з меншим - буксує. Для усунення цього недоліку застосовують примусове блокування диференціала - його виключення.

Примусове блокування диференціала забезпечує повне використання по зчепленню тягової сили на провідних колесах. При занадто частому користуванні блокуванням диференціалу виникає тимчасове перевантаження піввісь, погіршується стійкість автомобіля і не може його керованість. Отже, своєчасне включення блокування диференціала має проводитися тільки при подоланні важкопрохідних місць.

Розподіл крутного моменту між провідними колесами автомобіля характеризує коефіцієнт блокування диференціала (кб), Який дорівнює відношенню моменту Мвід на відстає колесі до моменту Мзаб на забігати колесі.

Для симетричного диференціала

Мвід= 0,5 (Мд+ Мтр); Мзаб= 0,5 (Мдтр),

де Мтр= Мвідзаб - Момент тертя в диференціалі.

Коефіцієнт блокування симетричного диференціала

Кб= .

Для несиметричного диференціала

Мвід= Мзаб=

де zзаб , zвід - Числа зубів відповідно на забігають і відстає

напівосьових шестернях.

Для кулачкового диференціала

Мвід= Мзаб=

де nзаб, nвід - Число кулачків на забігають і відстає зірочках

піввісь.

Коефіцієнт блокування диференціала залежить від втрат на тертя в диференціалі. Так, для диференціалів малого тертя кб= 0,5 ... 2.0. а для диференціалів підвищеного тертя кб= 2,5 ... 8,0.

Тертя в диференціалі дозволяє передавати більший крутний момент на небуксующій колесо і менший на буксує, що може запобігти буксування. У цьому випадку за рахунок тертя в диференціалі сумарна тягова сила на двох провідних колесах автомобіля досягає максимального значення:

Рт мах= 2Рсц min + ,

де Рсц min - Тягова сила на колесі з меншим зчепленням;

rк - Радіус колеса.

Привід провідних і керованих коліс автомобіля здійснюється за допомогою півосей. Напівосі служать для передачі крутного моменту двигуна від диференціала до ведучих коліс. На автомобілях застосовуються різні типи піввісь.

Фланцева піввісь є вал, який виготовлений як одне ціле з фланцем. Фланець знаходиться на зовнішньому кінці піввісь і служить для кріплення маточини або диска колеса.

Безфланцева піввісь є вал, зовнішній і внутрішні кінці якого мають шліци. Шліци зовнішнього кінця призначені для установки фланця кріплення півосі з маточиною колеса, а шліци внутрішнього кінця - для зв'язку з напівосьової шестернею диференціала.

Навантаженість піввісь залежить від способу їх установки до балки ведучого моста.

Полуразгруженная піввісь зовнішнім кінцем спирається на підшипник, встановлений в балці заднього моста. Піввісь не тільки передає крутний момент на привід й працює на скручування, а й сприймає згинальні моменти у вертикальній і горизонтальній площинах від сил, що діють на провідне колесо при русі автомобіля. Полуразгруженние піввісь застосовуються в задніх провідних мостах легкових автомобілів і вантажних автомобілів малої вантажопідйомності.

Розвантажена піввісь має маточину колеса, встановлену на балці моста на двох підшипниках. В результаті все згинальні моменти сприймаються балкою моста, а піввісь передає тільки крутний момент, працюючи на скручування. Розвантажені півосі застосовуються в провідних мостах автобусів і вантажних автомобілів середньої і великої вантажопідйомності.

До полуосям застосовуються спеціальні вимоги відповідно до яких піввісь повинні:

- Забезпечувати передачу крутного моменту до провідних коліс автомобіля без пульсації при їх обертанні з різними кутовими швидкостями;

- Виконувати функції запобіжника при надмірно великих динамічних навантаженнях в системі механізмів приводу до провідних коліс.

Напівосі розраховують на міцність. Розрахунок піввісь виконується для трьох навантажувальних режимів:

- Прямолінійний рух автомобіля;

-занос автомобіля;

- Переїзд провідних коліс через перешкоду.

Полуразгруженная піввісь при русі автомобіля сприймає такі моменти:

крутний момент від тягової сили Рт

Мкр= Ртrк ;

вигинає момент від тягової сили Рт

Мрт= Ртb ;

вигинає момент від нормальної реакції дороги Rz

Mz= Rzb ;

вигинає момент від поперечної реакції дороги Ry

My= Ryrк ;

де b - Плече вигину; rк - Радіус ведучого колеса.

згинальний момент Мрт діє в горизонтальній площині, а згинальні моменти Мz и My - У вертикальній площині.

При прямолінійному русі автомобіля результуючий вигинає момент у вертикальній і горизонтальній площинах

Мизг= b .

Складні напруги від вигину і скручування

??= ,

де d - Діаметр піввісь в небезпечному перерізі;

Рт= Rz?x ; ?х= 0,8 - коефіцієнт поздовжнього зчеплення.

Розрахунок разгруженной піввісь на міцність виконується тільки для випадку прямолінійного руху автомобіля. При цьому піввісь розраховується на кручення і жорсткість. Крутний момент, що передається разгруженной полуосью дорівнює: Мкр= Ртrк .

напруження кручення

?кр= .

До рульовому управлінню пред'являються спеціальні вимоги, відповідно до яких рульове управління повинне забезпечувати:

- Мінімальний радіус повороту для високого маневреного автомобіля;

- Легкість управління автомобілем;

- Пропорційність між зусиллям на кермовому колесі і опором повороту керованих коліс;

- Відповідність між кутами повороту рульового колеса і керованих коліс;

- Мінімальну передачу поштовхів і ударів на рульове колесо від дорожніх нерівностей;

- Запобігання автоколивань керованих коліс навколо осей повороту;

- Мінімальний вплив на стабілізацію керованих коліс;

- Травмобезопасность, що виключає травмування водія при будь-яких зіткненнях автомобіля.

Мінімальний радіус повороту - це відстань від центру повороту до осі колії переднього зовнішнього керованого колеса при максимальному куті повороту колеса.

Мінімальний радіус повороту автомобіля можна визначити за такою формулою:

RПmin= ,

де Rэ= - Радіус повороту автомобіля;

?max - максимальний кут повороту керованих коліс;

?1, ?2 - Кути відведення передніх і задніх коліс;

L - База автомобіля.

Центр повороту автомобіля Про знаходиться всередині його бази на деякій відстані С від осі задніх коліс:

С = Rэ tg?2.

Кутовим передавальним числом рульового управління називається відношення кута повороту рульового колеса ?р. к. до кута повороту керованих коліс ?:

u?= ,

де ? = (?н+ ?в) / 2; ?н, ?в - Кути повороту зовнішнього і внутрішнього керованих коліс.

Це передавальне число є змінним, залежить від передавальних чисел рульового механізму uр. м. і рульового приводу uр. п. і дорівнює їх добутку:

u?= uр. м.uр. п..

Кутове передавальне число називають також передавальним числом рульового механізму, що дорівнює відношенню кута повороту рульового колеса ?р. к. до кута повороту вала сошки ?р. с..

Кермові механізми більшості автомобілів мають постійне передавальне число uр. м.= 13 ... 22 для легкових автомобілів uр. м.= 20 ... 25 для вантажних автомобілів.

Передавальним числом рульового приводу називається відношення кута повороту вала рульової сошки ?р. с. до кута повороту керованих коліс ?. Передавальне число рульового приводу при повороті рульового колеса не залишається постійним, а змінюється, так як змінюється положення важеля і сошки. Його значення знаходиться в межах 0,85 ... 1.10.

Рульовим називається механізм, що перетворює обертання рульового колеса в поступальне переміщення рульового приводу, що викликає поворот керованих коліс автомобіля. Кермові механізми повинні забезпечувати:

- Високий ККД при передачі зусилля від рульового колеса до керованим колесам для легкості керування автомобілем і дещо менший ККД в зворотному напрямку для зменшення поштовхів і ударів на кермовому колесі від дорожніх нерівностей;

- Оборотність механізму, що виключає зниження стабілізації керованих коліс автомобіля;

- Мінімальний зазор в зачепленні механізму при нейтральному положенні керованих коліс і можливість регулювання цього зазору в процесі експлуатації;

- Заданий характер зміни передавального числа механізму.

На сучасних автомобілях мають застосування три типи рульових механізмів: черв'ячні (червячно- роликові і червячно- секторні), гвинтові (вінторичажние і вінтореечние) і зубчасті (шестеренні і рейкові).

Черв'ячні кермові механізми застосовуються на легкових, вантажних автомобілях і автобусах.

Гвинтові кермові механізми використовуються на важких вантажних автомобілях. Найбільшого поширення набули вінтореечние механізми. Вінторичажние застосовуються рідко, так як мають низький ККД і значне зношування.

Зубчасті кермові механізми застосовуються в основному на легкових автомобілях малого і середнього класів.

Рульовий привід служить для передачі зусилля від рульового механізму до керованим колесам і для забезпечення правильного повороту коліс. Відповідно до ставляться стерновий привід має забезпечувати:

- Правильне співвідношення кутів повороту керованих коліс, що виключає бічне ковзання коліс автомобіля;

- Відсутність автоколивань керованих коліс навколо шворнів;

- Відсутність самочинного повороту керованих коліс при коливаннях автомобіля на пружних пристроях підвіски. Кермові приводи розрізняються за типом рульової трапеції (з неразрезанной рульової трапецією і з розрізаною рульової трапецією) і по розташуванню рульової трапеції (з передньої рульової трапецією і з задньої рульової трапецією).

У рульовому управлінні розраховують на міцність:

- Деталі рульового механізму;

- Деталі рульового приводу.

При розрахунку на міцність визначають навантаження, що діють на деталі рульового управління, і напруги, що виникають в деталях.

При розрахунку максимального зусилля на кермовому колесі по максимальному опору повороту керованих коліс на місці момент опору повороту визначається за формулою:

Мс= ,

де ?у = 0,9 ... 1,0 - коефіцієнт зчеплення при повороті керованого

колеса на місці;

Gk - Навантаження на колесо;

Рш - Тиск повітря в шині.

Зусилля на рульовому колесі для повороту на місці

Рр. к.= ,

де u? - Кутовий передавальне число рульового управління;

Rр. к. - Радіус рульового колеса;

?р. у - ККД рульового управління.

Рульовий вал (зазвичай трубчастий) працює на кручення, навантажуючи моментом

Мр. к.Рр. к..

Напруження кручення трубчастого вала

?кр= ,

де dн и dв - Зовнішній і внутрішній діаметри вала.

У червячно- роликового рульової передачі глобоідний черв'як і ролик розраховують на стиск, при якому визначають контактні напруги в зачепленні:

?сж= ,

де Q - Осьова сила, що діє на черв'як;

Fk - площа контакту одного гребеня ролика, що дорівнює сумі площ

двох сегментів;

n - Число гребенів роликів.

осьова сила Q = ,

де r0 - Початковий радіус черв'яка в найменшому перетині;

?ч - Кут підйому гвинтової лінії черв'яка.

У рульовому приводі розраховують вал рульової сошки, рульову сошку, палець рульової сошки, поздовжню і поперечну тяги і важелі поворотних цапф.

Вал рульової сошки розраховують на кручення.

При відсутності підсилювача ?кр= ;

при наявності підсилювача ?кр= ,

де dc - Діаметр вала рульової сошки.

Розрахунок сошки проводять на вигин і крутіння від максимальної сили Рсош , Що діє на кульовий палець від поздовжньої рульової тяги.

При відсутності підсилювача Рсош= ,

де l1 - Відстань між центрами головок рульової сошки.

При наявності гідропідсилювача Рсош= .

Як уже згадувалося раніше, сучасні автомобілі обладнуються різними гальмівними системами.

Робоча гальмівна система призначена для зниження швидкості автомобіля аж до повної його зупинки. Вона є найбільш ефективною з усіх гальмівних систем, діє на всі колеса автомобіля і використовується для службового та екстреного гальмування.

Гальмівна система служить для утримання на місці нерухомого автомобіля. Вона впливає тільки на задні колеса автомобіля або на вал трансмісії.

Запасна гальмівна система є резервною, вона призначена для зупинки автомобіля при виході з ладу робочої гальмівної системи. При відсутності на автомобілі окремої запасної гальмової системи її функції може виконувати справна частина робочої гальмової системи або гальмівна система.

Допоміжна гальмівна система служить для обмеження швидкості руху автомобіля на довгих і затяжних спусках. Вона виконується незалежною від інших гальмівних систем і являє собою гальмо - сповільнювач, який зазвичай діє на вал трансмісії.

Причіпна гальмівна система призначена для зниження швидкості руху, зупинки та утримання на місці причепа, а також автоматичної його зупинки при відриві від автомобіля - тягача.

Робочою, стоянки і запасний гальмівними системами обладнуються всі автомобілі, а допоміжної - тільки вантажні автомобілі великої вантажопідйомності повною масою понад 12 т і автобуси повною масою понад 5 т. Причіпний гальмівною системою обладнуються причепи, що працюють у складі автопоїздів.

Гальмівні системи повинні забезпечувати:

- Мінімальний гальмівний шлях або максимальне уповільнення при гальмуванні;

- Збереження стійкості автомобіля при гальмуванні;

- Стабільність гальмівних властивостей при неодноразових гальмуваннях;

- Мінімальний час спрацьовування при гальмуванні;

- Пропорційність між зусиллям на педалі гальма і гальмівними силами на колесах автомобіля;

- Легкість управління.

Необхідними умовами отримання мінімального гальмівного шляху є мінімальне час спрацьовування гальмівного приводу, одночасне гальмування всіх коліс автомобіля, можливість доведення гальмівних сил на колесах автомобіля до максимального значення по зчепленню і забезпечення необхідного розподілу гальмівних сил між колесами автомобіля відповідно до навантаженнями на колеса.

Для виконання вимоги стійкості при гальмуванні необхідно, щоб гальмівні сили на лівих і правих колесах автомобіля при гальмуванні були однаковими (різниця не більше 15%) і розподілялися між передніми і задніми колесами відповідно до припадають на них навантаженнями або пропорційно нормальними реакціями на колесах:

.

Стабільність гальмівних властивостей при неодноразових гальмуваннях автомобіля може бути забезпечена, якщо гальмівні накладки матимуть коефіцієнт тертя, що дорівнює 0,3 ... 0,35, мало що залежить від швидкості ковзання, нагріву і попадання на них води.

Час спрацювання гальмівної системи залежить головним чином від типу гальмівного приводу. Воно повинно складати 0.2 ... 0,5 с при гідравлічному приводі, 0.6 ... 0,8 при пневматичному приводі і 1 ... 2 с для автопоїзда з пневматичним гальмівним приводом.

Гальмівні механізми можуть здійснювати примусове уповільнення автомобіля різними способами - механічним (фрикційним), гідравлічним, електричним і внеколёсним гальмуванням.

Фрикційні гальмівні системи (дискові і барабанні) отримали найбільш широке поширення. Дискові гальмівні механізми застосовуються для передніх і задніх коліс легкових автомобілів малого та середнього класів. Барабанні гальмівні механізми використовують на вантажних автомобілях, незалежно від їх вантажопідйомності, як колісних і трансмісійних та на легкових автомобілях малого і середнього класів для задніх коліс.

Дискові гальмівні механізми в порівнянні з барабанними мають меншу масу, більш компактні, більш стабільні і краще охолоджуються. Однак вони менш ефективні, мають більш швидке зношування фрикційних накладок і гірше захищені від бруду.

Гідравлічні, електричні, компресорні і аеродинамічні гальмівні механізми використовуються на автомобілях в якості гальм-сповільнювачів.

Гідравлічні гальма-сповільнювачі мають велику масу і мало ефективні при невеликих швидкостях руху автомобіля.

Електричні гальма-сповільнювачі високоефективні і забезпечують плавність гальмування автомобіля. Однак вони мають велику масу, дорогі у виготовленні і збільшують споживання енергії акумуляторних батарей.

Компресорний ретардер простий по конструкції і не вимагає великих витрат. Однак він малоефективний при гальмуванні автомобіля, що рухається на вищих передачах. Крім того, для нього необхідний спеціальний пристрій, що запобігає викидання масла з повітряного фільтра двигуна.

Аеродинамічні гальмівні механізми збільшують опір повітря і використовуються для екстреного внеколёсного гальмування автомобілів.

Ефективністю гальмівного механізму служить коефіцієнт, який являє собою відношення гальмівного моменту Мтор, Створюваного механізмом, до моменту від приводної сили, що називається коефіцієнтом ефективності:

Кэ= ,

де Рп. с. - Сумарна приводная сила гальмівних колодок;

rп - Радіус додатки результуючої сили тертя.

В барабанному гальмівному механізмі коефіцієнт ефективності розраховується не тільки для механізму в цілому, але і окремо для кожної гальмівної колодки:

КЕ1=  - Для первинної колодки;

КЕ2=  - Для вторинної колодки,

де Мтор1, МТор 2 - Гальмівні елементи, створювані колодками;

Р1, Р2 - Приводні сили колодок.

Гальмівний момент дискового механізму

Мтор= 2Р?rср,

де ? - коефіцієнт тертя.

Коефіцієнт ефективності механізму

Кэ= .

Дискові гальмівні механізми забезпечують плавне гальмування всіх коліс при будь-якої початкової швидкості автомобіля. Однак вони дуже чутливі до забруднення і їх складно використовувати в якості стоянкових гальмівних механізмів.

Широко поширені барабанні гальмівні механізми відрізняються силовим впливом колодок з розтискним пристроєм і барабаном, а також розташуванням опор гальмівних колодок.

приводні сили Р1 и Р2 притискають колодки 1 и 2 до барабану рівні, так як площі поршнів гальмівного циліндра однакові. колодка 1 називається первинною (активної, самопріжімной), а колодка 2 - Вторинної (пасивної, самоотжімной). Первинна колодка навантажується більше, ніж вторинна. При обертанні колеса в протилежну сторону (рух автомобіля заднім ходом) функції колодок змінюються і колодка 2 працює як первинна, а колодка 1 - Як вторинна.

У зв'язку з тим, що реакції барабана на колодки і сили тертя не рівні між собою, підшипники маточини колеса навантажуються додатковою силою. Такий механізм є неврівноваженим. Гальмівна колодка первинної накладки зношується інтенсивніше, ніж вторинної. Для врівноваження зношування фрикційна накладка первинної накладки робиться довшим, ніж у вторинній колодки.

Такого типу гальмівні механізми застосовуються на вантажних автомобілях малої вантажопідйомності і в якості задніх гальмівних механізмів на легкових автомобілях.

Управління гальмівними механізмами здійснюється гальмівними приводами.

Механічний гальмівний привід представляє систему тяг, важелів, тросів з допомогою яких зусилля водія від важеля або педалі управління передається до гальмових механізмів. Механічний привід застосовується в якості обов'язкового приводу в гальмівної системи. На легкових автомобілях механічний привід діє на гальмівні механізми задніх коліс, а на вантажних - на трансмісійний гальмо, що встановлюється зазвичай на вторинному валу коробки передач. Механічний привід має низький ККД, рівний 0,4, і вимагає частих регулювань.

Гідравлічний гальмівний привід є гідростатичним, в якому передача енергії здійснюється тиском нестисливої ??рідини (до 220 МПа). Гідравлічний привід застосовується на легкових і вантажних автомобілях малої і середньої вантажопідйомності. На легкових автомобілях в залежності від їх класу можуть застосовуватися гальмівні гідравлічні приводи без підсилювача або з вакуумним підсилювачем, який полегшує керування автомобілем. На вантажних автомобілях застосовуються вакуумні, гідровакуумного і пневматичні підсилювачі, при яких зусилля на педалі гальма не перевищує 250 ... 300 Н, тоді як без підсилювача зусилля на педалі гальма досягає 800 ... 1000 Н.

Пневматичний гальмівний привод застосовується на вантажних автомобілях середньої і великої вантажопідйомності, автопоїздах і автобусах. Він більш ефективний у порівнянні з іншими приводами, однак, менш компактний, складний по конструкції і в обслуговуванні, більш дорогий і має більший час спрацьовування (в 5 ... 10 разів більше, ніж у гідроприводу).

Комбіновані гальмівні приводи застосовуються на вантажних автомобілях середньої і великої вантажопідйомності, а також на автопоїздах. До них відносяться приводи пневмогидравлические, електропневматичні і ін. На довгобазова вантажних автомобілях і багатоланкових автопоїздах застосовуються електропневматичний гальмівний привід, який має електричну частину і пневматичне обладнання.

Антиблокувальна система служить для усунення блокування коліс автомобіля при гальмуванні. Система автоматично регулює гальмівний момент і забезпечує одночасне гальмування всіх коліс автомобіля. вона також забезпечує оптимальну ефективність гальмування і підвищує стійкість автомобіля.

При розрахунку гальмівних систем визначають:

- Питомий тиск для фрикційних накладок гальмівних колодок;

- Роботу тертя при гальмуванні;

- Нагрівання гальмівного барабана або гальмівного диска;

- Навантаження і параметри гідравлічного гальмівного приводу без підсилювача і з підсилювачем;

- Навантаження і параметри пневматичного гальмівного приводу.

Питомі тиску для накладок гальмівних колодок розраховують за величиною нормальних реакцій, що діють з боку гальмівного барабана.

Питомі тиску для первинної колодки

рУд1= ;

для вторинної колодки

рУД2= ,

де N1, N2 - Нормальні реакції для первинних і вторинних колодок;

?1, ?2 - Кути охоплення колодок;

rб - Радіус гальмівного барабана;

b1, b2 - Ширина колодок.

Питомі тиску не повинні перевищувати 100 ... 200 Н / см2 для первинної колодки і 50 ... 70 Н / см2 для вторинної колодки. Для врівноваженого гальмівного механізму руд= 80 ... 90 Н / см2.

Питома робота тертя qуд залежить від початкової швидкості гальмування, при якій вся кінетична енергія автомобіля поглинається роботою тертя в гальмівних механізмах:

qуд= ,

де A = mav2/ 2 - Кінетична енергія автомобіля масою ma при макси-

мальной швидкості v початку гальмування;

Fнак - сумарна площа поверхні накладок гальмівних механиз-

мов усіх коліс автомобіля.

Середні значення питомої роботи тертя становлять 1 ... 2 кДж / см2 для легкових автомобілів і 0,6 ... 0,8 кДж / см2 для вантажних автомобілів і автобусів.

нагрівання ?tб гальмівного барабана (або диска) впродовж одного гальмування визначається за формулою:

?tб= ,

де mk - Маса автомобіля, що припадає на гальмує колесо;

mб - Маса тромозного барабана;

з =500 Дж / (кг · К) - питома теплоємність чавуну або сталі.

Нагрівання гальмівного барабана або диска недолжен перевищувати впродовж одного гальмування 20 0С.

Відповідно до ставляться підвіска повинна:

- Забезпечувати високу плавність ходу автомобіля;

- Володіти високою динамічною енергоємністю;

- Ефективно гасити коливання кузова і коліс автомобіля при русі;

- Забезпечувати правильну кінематику керованих коліс автомобіля;

- Мати мінімальну масу безпружинних частин.

Плавність ходу автомобіля можна оцінювати по пружною характеристики підвіски і по амплітудно - частотної характеристики автомобіля.

Пружною характеристикою підвіски називають залежність між вертикальним навантаженням і прогином підвіски, виміряним з переміщення колеса.

За пружною характеристиці підвіски можна визначити наступні параметри: статичний прогин підвіски fст, Динамічний прогин підвіски при ході колеса вгору fд. в, І вниз fд. н, Жорсткість підвіски сп, Коефіцієнт динамічності кд і статичну силу сухого тертя Fст в підвісці.

Статичний прогин підвіски fст визначається шляхом проведення дотичній лінії до пружною характеристиці в точці, що відповідає статичному навантаженні Gст. Бажано, щоб статичний прогин підвіски становив 200 ... 250 мм для легкових автомобілів, 80 ... 140 мм для вантажних автомобілів і 110 ... 200 мм для автобусів.

Динамічний прогин підвіски при ході колеса вгору fд. в, Включаючи прогин гумового буфера, який би хід колеса, повинен складати: 0,5fст для легкових автомобілів; 1fст для вантажних автомобілів і 0,75fст для автобусів.

Динамічний прогин підвіски при ході колеса вниз fд. н повинен бути приблизно дорівнює динамічному прогину при ході колеса вгору (fд. н= fд. в).

жорсткість підвіски визначається як тангенс кута нахилу дотичної до середньої лінії пружною характеристики підвіски:

Сп= Tg? = .

При зниженні жорсткості підвіски зменшується частота коливань підресореною підвіски і підвищується плавність ходу автомобіля. Це досягається застосуванням незалежної підвіски, жорсткість якої менше, ніж у залежною підвіски.

Статична сила тертя Fст в підвісці визначається як половина різниці ординати, укладеної між кривими навантаження і розвантаження підвіски. Цю силу називають силою сухого тертя. Динамічна сила сухого тертя в підвісці менше, ніж статична, і її значення приблизно становить Fд= (0,5 ... 0,7) Fст.

Амплітудно-частотної характеристикою автомобіля називається залежність переміщень кузова і коліс і прискорень кузова автомобіля від частоти вимушених коливань. Періодично діюча на автомобіль обурює сила, обумовлена ??хвилястою поверхнею дороги, викликає вимушені коливання автомобіля. Ці коливання залежать від частоти вимушених коливань (чергування дорожніх нерівностей), з-1:

? = ,

де v - Швидкість автомобіля, км / год; lд - Довжина нерівностей, км / год.

Енергоємність підвіски характеризується коефіцієнтом динамічності.

коефіцієнт динамічності являє собою відношення максимального навантаження, яка може передаватися через підвіску, до статичного навантаження на підвіску: кд= .

При невеликому коефіцієнті динамічності спостерігаються часті пробої підвіски (удари в обмежувачі), а при великих його значеннях підвіска буде дуже жорсткою.

При русі автомобіля по нерівностях дороги підвіска повинна забезпечувати правильну кінематику керованих коліс при їх вертикальних переміщеннях. Кінематика передніх керованих коліс вважається правильною, якщо кут ? нахилу колеса при максимальному його підйомі не перевищує 5 ... 60, А зміна колії  компенсується пружністю шини колеса.

Правильна кінематика коліс визначається типом підвіски і її направляють пристроєм. Від направляючого пристрою підвіски залежать зміна колії і стабілізація керованих коліс, правильна кінематика рульового приводу і бічний крен кузова.

При залежній підвісці правильну кінематику керованих коліс неможливо забезпечити повністю. При наїзді коліс на дорожню нерівність їх колія не залишається постійною, а змінюється, що може викликати порушення умов кочення коліс (бокове ковзання).

Незалежні підвіски забезпечують правильну кінематику керованих коліс автомобіля. Однак правильна кінематика досягається не при всіх типах напрямних пристроїв підвіски.

Найкращу кинематику керованих коліс забезпечує важеля телескопічна підвіска. Вона забезпечує невелике зношування шин і хорошу стійкість автомобіля при русі і при гальмуванні на слизькій дорозі.

Спеціальні вимоги, які пред'являються до мостів наступні:

- Мости повинні мати мінімальну масу, найменші габаритні розміри і високу жорсткість;

- Мости повинні забезпечувати стабільні кути установки керованих коліс і осей їх повороту (шкворнів).

Маса ведучого моста залежить від типу автомобіля та типу самого моста. Вона становить приблизно 10 ... 15% від сухої маси шасі вантажних автомобілів і 3 ... 5% від сухої маси легкових автомобілів. Для вантажних автомобілів верхня межа маси належить до провідних мостах з подвійною головною передачею.

Маса керованого моста становить приблизно 5 ... 9% від сухої маси шасі вантажних автомобілів.

Маса комбінованих мостів залежать від їх балок, які виконують цільними або роз'ємними, звареними, штампованими або литими.

Габаритні розміри ведучого моста залежать від типу головної передачі і, отже, її розмірів. Так, в вантажних автомобілях і автобусах тип головної передачі визначається діаметром відомої шестерні при заданому розмірі шин з урахуванням необхідного дорожнього просвіту під картером ведучого моста.

Провідні мости з одинарними конічними і гіпоїдними головними передачами мають менші розміри, ніж з подвійними головними передачами. Провідні мости з черв'ячною головною передачею мають менші габаритні розміри, ніж мости з іншими типами головних переду, але при цьому вони мають більш високу вартість і тому дуже рідко використовуються на автомобілях.

Жорсткість мостів оцінюється максимальним статичним прогином балки при дії навантаження, що відповідає повній масі автомобіля. Для ведучих мостів максимальний статичний прогин балки не повинен перевищувати 1,5 мм на 1 м колії ведучих коліс.

Високою жорсткістю володіють штамповані з листової сталі зварні балки з двох половин. Литі нероз'ємні провідні мости також володіють високою жорсткістю. Високу жорсткість при малій масі мають трубчасті балки керованих мостів. Однак вони складніше у виробництві і дорожче двотаврових балок.

Балки комбінованих мостів, виготовлені цільними, роз'ємними, звареними штампованими і литими, мають високу жорсткість.

Забезпечення керованим мостом стабільності кутів установки керованих коліс необхідно для створення найменшого опору руху автомобіля, зменшення зношування шин і зниження витрати палива.

Кутом розвалу керованих коліс називається кут ?к , Укладений між площиною колеса і вертикальною площиною, паралельної поздовжньої осі автомобіля. Кут розвалу вважається позитивним, якщо колесо нахилене від автомобіля назовні і негативним при нахилі колеса всередину.

Кут розвалу забезпечує перпендикулярне розташування керованих коліс до поверхні дороги. Він створюється конструкцією керованого моста шляхом нахилу поворотної цапфи.

кут сходження ?к= 0020' ... 10, Який визначається різницею розмірів А-Б = 2 ... 8 мм між колесами необхідний для запобігання бічного ковзання керованих коліс при їх качении з розвалом.

кут ?ш= 5 ... 100 поперечного нахилу шворня при повороті керованого колеса забезпечує створення вагового стабілізуючого моменту, що діє на колесо.

кут ?ш= 0 ... 3,50 поздовжнього нахилу шворня при повороті керованого колеса забезпечує створення швидкісного стабілізуючого моменту, також діє на колесо.

Стабілізація керованих коліс - властивість коліс зберігати положення, відповідне прямолінійного руху, і автоматично в нього повертатися. Чим вище стабілізація керованих коліс, тим легше управляти автомобілем, вища безпека руху, менше зношуються шини та рульове керування.

На автомобілях стабілізація керованих коліс забезпечується нахилом шворня або осі повороту коліс в поперечної і поздовжньої площинах, і пружними властивостями пневматичної шини, які створюють стабілізуючі моменти - відповідно ваговій, швидкісний і пружний.

На автомобілях застосовують різні типи провідних мостів, що відрізняються між собою: по конструкції балки моста (роз'ємні і нероз'ємні) і за способом виготовлення балки моста (штампозварні і литі).

Роз'ємні провідні мости застосовуються на легкових автомобілях і вантажних автомобілях малої і середньої вантажопідйомності.

Нероз'ємні мости мають високою жорсткістю і міцністю, але мають велику масу і габаритні розміри. Крім того, нероз'ємні провідні мости більш зручні в обслуговуванні, ніж роз'ємні, так як для доступу до головної передачі і диференціала не потрібно знімати міст з автомобіля.

Комбінований міст виконує функції ведучого і керованого моста одночасно і включає в себе головну передачу, диференціал і привід провідних керованих коліс.

Переднім керованим мостом називається поперечна балка з відомими керованими колесами, до яких не підводиться крутний момент від двигуна. Цей міст служить для підтримки несучої системи автомобіля і забезпечення його повороту. Передні керовані мости різних типів широко застосовуються на легкових, вантажних автомобілях і автобусах з колісною формулою 4х2, а також на вантажних автомобілях з колісною формулою 6х4.

Залежно від типу підвіски керованих коліс передні мости автомобілів можуть бути нерозрізними і розрізними. У нерозрізних мостах керовані колеса безпосередньо пов'язані з балкою моста. У розрізних мостах зв'язок керованих коліс з балкою моста здійснюється через підвіску. Нерозрізні мости застосовуються на вантажних автомобілях і автобусах при залежній підвісці коліс. Розрізні мости встановлюються на легкових автомобілях і автобусах при незалежній підвісці коліс.

Підтримуючий міст призначений тільки для підтримування несучої системи автомобіля. Міст передає навантаження від рами і кузова автомобіля до коліс. Підтримують мости застосовують на причепах і напівпричепах, на багатовісних вантажних автомобілях в якості проміжних мостів, а також на легкових автомобілях з приводом на передні колеса в якості задніх мостів.

Мости автомобіля розраховують на міцність по зчепленню коліс автом0біля з дорогою при максимальному значенні коефіцієнта зчеплення. Розрахунок виконують для різних режимів руху автомобіля. При розрахунку значення сил і моментів, що діють на мости під час руху автомобіля, приймаються максимальними.

.

Питання для самоперевірки по розділу 3

1. На що розраховуються деталі зчеплення і приводу зчеплення?

2. Що і на які навантаження розраховується в коробці передач?

3. Вимоги до карданної передачі.

4. На які навантаження розраховуються деталі в головній передачі?

5. Вимоги, що пред'являються до полуосям.

6. Значення маси мостів.

7. Пружна характеристика підвіски.

8. Які експлуатаційні властивості автомобіля залежать від рульового управління?

9. Вимоги, що пред'являються до гальмівних систем.

 




антиблокувальні системи | Перспективні напрямки розвитку гальмівних систем | Експлуатаційні властивості автотранспортних засобів | Характеристики експлуатаційних властивостей | Рівняння руху автомобіля при гальмуванні | Методи оцінки властивостей гальмівної системи | Рівняння витрати палива | Узагальнені показники прохідності | Стан і розвиток автомобільної промисловості та автомобільного транспорту | Вимоги до конструкції автомобіля |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати