Значення N1(2), l, r1, r2 обчислюються з урахуванням крутного момента, який передається диференціалом, і компоновочних розмірів диференціала.

Знак плюс в останній формулі відповідає випадку, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з різних боків від точки дотикання, а знак мінус, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з одного боку відносно точки дотику.

При розрахунку по максимальному моменту зчеплення коліс з грунтом слід мати на увазі, що такі високі значення s_с мають місце нетривалий час.

Привод ведучих коліс

Передача крутного момента від диференціала до ведучих коліс в залежності від типу підвіски коліс здійснюється за допомогою суцільних валів півосей або карданних передач. Півосі використовуються в приводі ведучих некерованих коліс; карданні передачі з простими карданними шарнірами - в приводі некерованих коліс з підресореною головною передачею; карданні передачі з синхронними шарнірами - в приводі керованих коліс. Привод до ведучих коліс повинен забезпечити відсутність пульсацій момента і частоти обертання як до керованих, так і до некерованих коліс при повному ході колеса, що допускається підвіскою автомобіля.

Півосі ведучого моста з жорсткою балкою в залежності від навантажень, що діють на них, умовно поділяються на піврозвантажені (рис. 22 а), розвантажені на три чверті (рис. 22 б) і повністю розвантажені (рис. 22 в).

Піврозвантажена піввісь має зовнішню опору, встановлену в середені балки моста. При цьому з боку колеса піввісь сприймає всі зусилля і моменти, які діють від дороги.

Піввісь, розвантажена на три чверті, має зовнішню опору між маточиною колеса і балкою моста. При цьому згинаючі моменти від реакцій R_zk, P_k(P_t) i R_y, сприймаються одночасно і піввіссю, і балкою моста через підшипник.

Повністю розвантажена піввісь має зовнішню опору з маточиною колеса, встановлену на двох рознесених роликових або кулькових радіально-упорних підшипниках. Піввісь теоретично навантажується тільки крутним моментом, який передається від диференціала до коліс.

Для автомобіля, який конструюється в курсовому проекті, необхідно обрати і обгрунтувати тип і конструкцію приводу коліс. Потім креслять його кінематичну схему і описують особливості конструкції.

В загальному випадку руху на колесо діють крутний момент від тягової або гальмової сили М_к і М_t; тягова або гальмова сила при гальмуванні центральним гальмом Р_к і Р_t; бічна сила R_y, яка виникає під час поворотів або заносів, і нормована реакція R_zk. Одночасне виникнення максимальної поздовжньої і поперечної сили в контакті колеса з дорогою неможливе, оскільки їх спільна дія обмежується силою зчеплення:

(79)

Розрахунок півосей проводять на статичну міцність і втому. Розрахунок на міцність виконується за максимальним динамічним моментом, який має місце при різкому включенні зчеплення, або за зчепленням ведучих коліс з грунтом при максимальному значенні j.

Перший розрахунковий режим - прямолінійний рух

На піввісь діють сили R_zk і моменти:

(80)

або

(81)

або

Відповідні складні напруги згинання і кручення визначаються за такими формулами:

- для піврозвантаженої півосі (рис. 22 а):

(82)

- для півосі, розвантаженої на три чверті (рис. 22 б):

(83)

Для повністю розвантаженої півосі при обчисленні тільки кручення (рис. 22 в):

(84)

де d - діаметр півосі в небезпечному перерезі;

j - коефіцієнт зчеплення (j_max=0,8…0,9).

Другий розрахунковий режим - поворот або занос.

Найбільші значення осьової сили при повороті або заносі будуть мати місце при Р_k, або Р_t=0.

Діючі сили .

Відповідні напруги згинання визначаються за такими формулами:

- для піврозвантаженої півосі:

(85)

- для півосі, розвантаженої на три чверті:

(86)

Величина реакції на внутрішній кінець півосі з боку диференціала визначається за формулою:

(87)

Якщо не враховувати можливі деформації згинання, які виникають при встановленні півосі внаслідок технологічних неточностей, то повністю розвантажена піввісь під час повороту або заносу не піддається деформації згинання, розтягування або стискування, оскільки відповідні сили і моменти сприймаються підшипниками маточин коліс і балкою моста.

Третій розрахунковий режим - максимальне динамічне навантаження при різкому включенні зчеплення.

Момент, який діє на піввісь при різкому включенні зчеплення( для автомобіля типу 4´4):

(88)

де M_Tmax = bM_emax максимальний крутний момент, який передається від двигуна до трансмісії;

- відповідно передаточні числа першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

- коефіцієнт динамічності, який приймається в залежності від умов експлуатації в межах =1,1…1,5;

- коефіцієнт блокування. При повністю заблокованому диференціалі =1, тобто момент від двигуна передається на одну піввісь.

Напруга згинання в небезпечному перерізі півосі:

(89)

Півосі також розраховуються на міцність в режимі переїзду ведучими колесами через перешкоду. В цьому випадку враховується тільки вертикальне зусилля:

(90)

де К_дд - коефіцієнт динамічності від дороги (для легкових автомобілів К_дд =1,75, для вантажних - К_дд =2,5).

Розміри півосей визначають, виходячи з найбільш небезпечного випадку навантажування. Небезпечний переріз для піврозвантаженої півосі знаходиться в зоні встановлення підшипника. При першому навантажувальному режимі еквівалентне напруження від згинання і крутіння:

(91)

де d - діаметр півосі в небезпечному перерізі.

Під час заносу згинаючі моменти і напруження, які діють на піввісь:

(92)

(93)

(верхні знаки відносяться до внутрішньої півосі, нижні - до зовнішньої по відношенню до напрямку заносу).

При переїзді ведучих коліс через перешкоду напруження:

(94)

Повністю розвантажена піввісь підлягає розрахунку тільки на кручення на режимі максимальної тяглової сили .

Піввісь розраховують також на максимальний кут закручування:

(95)

де l - довжина півосі;

- момент інерції перерізу півосі при крученні.

Припустимий кут закручування =8^о на 1 м довжини півосі. Максимальний кут закручування до руйнування 300^о.

Півосі виготовляються з легованих сталей марок 30ХГС, 40ХНМА, 40Х і піддають гартуванню СВЧ.

Напруження конструкцій півосей при максимальних навантаженнях складають (К_д=1): складні напруження згинання і кручення s =(600…750) МПа; кручення t =(500…650) МПа.

Розрахунок шліцьового з’єднання півосі з шестернею півосі і шпильок кріплення півосі виконується на основі загальних методик розрахунків на міцність.

Ходова система автомобіля

Несуча система

В залежності від типу автомобіля і його силової схеми основним несучим елементом може бути рама або кузов. При проектуванні несучої системи необхідно враховувати тип, призначення, умови експлуатації автомобіля, що проектується, і особливості конструкції і компонування його трансмісії. Типові схеми рам легкових і вантажних автомобілів наведені на рис. 23.

Розрахунково-пояснювальна записка повинна вміщувати обгрунтування, схему несучої системи та опис особливостей її конструкції.

Мости автомобіля

За призначенням мости автомобіля поділяються на ведучі, керовані, керовані ведучі і підтримуючі.

Ведучі мости використовують в якості заднього (і середнього) моста, керовані - в якості переднього моста вантажних автомобілів, а керовані ведучі - в якості переднього моста повноприводних автомобілів.

Керовані задні мости використовують виключно на багатоприводних автомобілях високої прохідності.

Підтримуючі мости використовують в якості заднього або середнього моста з метою підвищення вантажопідйомності автомобіля і в конструкціях причепів та напівпричепів.

В розрахунково-пояснювальну записку необхідно включити обгрунтування конструкції кожного моста автомобіля, що проектується, його схему, опис конструктивних особливостей.

Підвіска автомобіля

Виконуючи конструювання підвіски, необхідно обрати і обгрунтувати конструкцію кожного з її елементів: пружного елемента, напрямного пристрою, гасіння коливань і , при необхідності, стабілізатора поперечної стійкості.

Кінематичні схеми підвісок автомобілів наведені на рис. 24.

Після вибору і обгрунтування напрямного пристрою необхідно до розрахунково-пояснювальної записки включити його кінематичну схему з елементами несучої системи.

При виборі і обгрунтуванні конструкції пружного елемента необхідно намагатися, щоб його характеристика була щонайближче до ідеальної, тобто жорсткість пружного елемента була б нелінійною. У випадку, коли обраний основний пружний елемент має лінійну жорсткість, до його конструкції необхідно ввести додаткові пружні елементи, спільне використання яких з основним могло б максимально наблизити пружну характеристику підвіски. Вибір, обгрунтування і розрахунок підвіски виконуються окремо для підвісок передніх і задніх коліс.

Після вибору напрямного пристрою і пружного елемента характеристику пружних властивостей підвіски необхідно представити у вигляді графіків f = f(z); (рис.25), де: z₀ - навантаження на підвіску від порожнього автомобіля, Н; z_ст, z_дин - відповідно статичне і динамічне навантаження на підвіску, Н; f_{ст еф}- ефективний прогин подвіски, м; f_ст f_дин - відповідно статичний і динамічний прогини підвіски; f^' - величина одночасного прогину основного (сталевого) і додаткового (гумового) пружних елементів.

При проектуванні приймають:

z_ст=(2…3) z_дин- для автомобілів, призначених для експлуатації на дорогах з твердим покриттям;

z_ст=(3…4) z_дин- для автомобілів, що експлуатуються в умовах бездоріжжя і на грунтових дорогах;

f_дин=(0,5…0,7) f_ст - для легкових автомобілів;

f_дин=(0,7…0,9) f_ст - для автобусів;

f_дин=(0,8…1,0) f_ст - для вантажних автомобілів.

Статичний прогин підвіски визначається з виразу:

(96)

де - частота вільних коливань автомобіля, с^-1 (приймається такою ж, як при розрахунку плавності ходу).

Для легкових автомобілів =(0,8…1,2), с^-1;

для вантажних автомобілів і міських автобусів =(1,2…1,9), с^-1;

для міжміських автобусів =(0,7…1,35), с^-1.

Одержані за виразом (96) значення статичного прогину f_ст повинні відповідати значенням:

f_ст = (0,15…0,2) м - для легкових автомобілів;

f_ст = (0,12…0,18) м - для автобусів;

f_ст = (0,08…0,12) м - для вантажних автомобілів.

У випадку перевищення обчислених значень f_ст, рекомендованих значень статичного прогину для сучасних автомобілів, його приймають за ефективний прогин f_{ст еф}. При цьому, будуючи характеристику пружних властивостей підвіски, частину ефективного прогину, відповідну прогину підвіски сучасних автомобілів, відкладають на осі абсцис праворуч від нуля, а решту - ліворуч (рис. 25 а).

Будуючи характеристику пружних властивостей підвіски з додатковим гумовим пружним елементом, необхідно врахувати, що його деформація не перевищує половини висоти цього елемента. При визначенні координат точок характеристики з підвійним сталевим пружним елементом необхідно врахувати, що додатковий пружний елемент повинен починати спрацьовувати при навантаженні z₀=(0,6…0,7)z_ст.

При виконанні курсового проекту необхідно побудувати характеристики пружних властивостей підвісок коліс всіх мостів.

Розрахунок листової півеліптичної ресори

Визначення геометричних розмірів ресори виконується з урахуванням розмірів автомобіля. Довжина ресори визначається згідно рис. 26, при цьому приймається:

- для задніх ресор легкових автомобілів L_p=(0,4…0,55)L;

- для ресор вантажних автомобілів

передніх L_p=(0,25…0,35)L;

задніх L_p=(0,35…0,45)L;

де L - поздовжня база автомобіля, м.

Коефіцієнти асиметрії ресори визначаються з конструктивних міркувань за виразами:

(97)

де l_1,l₂- відповідно довжина короткого і довгого кінця ресори; l₁+l₂+l_с=L_p (l_с - відстань між стрім’янками).

На рис. 26 справа показані визначення довжин листів ресори при їх прямокутному обрізанні, а зліва - при трапецієподібному.

Статичний прогин ресори може бути визначений за виразом:

- для симетричної ресори ( к₁= к₂=0,5)

(98)

- для несиметричної ресори (к₁¹к₂)

(99)

де:d - коефіцієнт деформації ресори (для ідеальної ресори рівного опору d=1,5; в реальних ресорах d=1,25…1,45 в залежності від форми кінців листів і кількості листів однакової довжини: при відтягнутих кінцях листів d=1,4…1,45; з листами, обрізаними по прямій, двома корінними і одним зворотнім листом d=1,35; з кількома листами однакової довжини d=1,25);

L_p- ефективна довжина ресори (l₁+l₂ за рис. 26);

Е = 215 ГПа- модуль поздовжньої пружності;

-сумарний момент інерції ресори в середньому перерізі;

- коефіцієнт асиметрії ресори, e=0,1…0,3.

За формулою (98) (або (99)) обчислюють величину , яка, в свою чергу, дорівнює:

(100)

де b i t- відповідно ширина і товщина листа ресори;

n_л - кількість листів ресори.

Прийнявши в залежності від типу автомобілів n_л=6…14 та відношення b/t = 6…10, необхідно знайти величини t і b.

Одержані в результаті розрахунку величини t і b порівнюють з наведеними в ОН8027-86 (табл.16) та обирають стандартні значення t і b.

Таблиця 16