Робоча кількість витків пружини дорівнює:

, (50)

де: - для однодискового і - для дводискового зчеплення;

- модуль зсуву матеріалу пружини ( сталь );

- величина збільшення сили пружності при виключенні зчеплення, H.

Повна кількість витків натискної пружини .

При розробці конструкції місця встановлення натискних пружин слід враховувати дію на них відцентрових сил. Для запобігання нагріву пружин під них встановлюють теплоізолюючі шайби.

Зчеплення з тарільчастими пружинами завдяки своїм властивостям широко застосовуються, особливо на легкових автомобілях.

Використання тарільчастих пружин спрощує конструкцію зчеплення, зменшує його розміри, число деталей, забезпечує плавне включення, рівномірний тиск на натискний диск, незначну зміну натискного зусилля при зношенні накладок.

Схема для розрахунку натискної тарільчастої пружини наведена на рис. 16.



Рис. 16 Розрахункова схема натискної тарільчастої пружини дискового зчеплення

При проектуванні рекомендовано:

Сила, необхідна для виключення зчеплення, розраховується за формулою:

. (51)

Тарільчаста пружина відповідає вимогам міцності, якщо розрахункове значення напруги в середині пелюстків розрізаної частини пружини за найбільшої деформації не буде перевищувати

, (52)

де ; ; ; E = 210 ГПа.

При розробці зчеплення згідно спеціального завдання проекту додатково розраховуються на міцність маточина веденого диска і важелі виключання зчеплення; проводиться перевірка зчеплення на нагрівання.

3.1.2 Коробка передач

Засновують на результатах розрахунків максимального крутного моменту двигуна, кількості передач і їх передаточних чисел, а також враховуючи цільове призначення і умови експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно вибрати тип коробки передач і, після визначення відстані між осями валів, осьового розміру коробки передач, накреслити її кінематичну схему.

Для тривальних коробок передач вантажних автомобілів, автобусів і легкових автомобілів орієнтоване значення міжосьової відстані може бути визначене за величиною крутного моменту на веденому валу:

; (53)

де - для легкових автомобілів;

- для вантажних автомобілів і автобусів;

- крутний момент на веденому валу, Н м.

Осьовий розмір по картеру визначається шириною в вінців зубчастих коліс, шириною В підшипників і осьовими розмірами зубчатих муфт синхронізаторів:

, (54)

де - відповідно кількість зубчатих коліс, підшипників і зубчастих муфт синхронізаторів на вторинному і первинному валах коробки;

; ; .

Зразки кінематичних схем коробок передач різних типів наведені на рис. 17.

Кількість зубів шестерень коробки передач визначають за умови відповідності передаточних чисел на кожний з передач передаточним числам, знайденим при тяговому розрахунку автомобіля. При цьому для забезпечення паралельності валів суми чисел зуб'їв кожної пари шестерень ( при однакових модулях і кутів нахилу зубів ) повинні бути однаковими, тобто:

Z₁ + Z₂ + Z₃ + Z₄ = ….. = Z_i-1 + Z_i.

Якщо на автомобілі, що проектується, буде встановлена тривальна коробка передач, то при визначенні кількості зуб'їв шестерень слід враховувати, що на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень - пару шестерень постійного зачеплення і пару шестерень відповідної передачі. Передаточне число -тої передачі в цьому випадку визначається із виразу:

,

де і - числа зубів шестерень приводу проміжного вала (- на первинному, - на проміжному валу);

і - числа зубів шестерень - тої передачі

(- на вторинному валу, - на проміжному валу).



Рис. 17 Кінематичні схеми ступінчастих коробок передач автомобілів: а, б, в, г -легкових; д, е, ж, з -вантажних; I - VI номер передачі

Передаточне число шестерень постійного зачеплення тривальної коробки передач підбирають в межах при цьому . Тоді . Після прийняття і обчислення , враховуючи знайдену в тяговому розрахунку величину , із системи рівнянь:

обчислюють значення та . Таким чином знаходять числа зуб'їв шестерень на кожній з передач.

При використанні на автомобілі, що проектується, двовальної коробки передач, число зуб'їв ведучої шестерні першої передачі приймають в межах , тоді число зуб'їв веденої шестерні дорівнює . При однакових модулях і кутах нахилу зубів шестерень на всіх передачах кількість зубів шестерень кожної передачі визначають із системи рівнянь:

,

де і - відповідно кількість зубів першої передачі на ведучому і веденому валах;

і - кількість зубів шестерень -тої передачі відповідно на ведучому та веденому валах.

Визначені кількості зубів шестерень коробки передач округлюють до цілих чисел, визначають дійсні передаточні числа і порівнюють їх значення з передаточними числами, отриманими у тяговому розрахунку ( різниця між ними не повинна перевищувати 0,05 ).

Нормальний модуль зубів шестерень коробки передач визначається із виразу:

, мм (55)

де - розрахунковий крутний момент на валу шестерні, визначений із виразу ;

- максимальний крутний момент двигуна, Н м;

- коефіцієнт запасу зчеплення; - передаточне число від зчеплення до вала, що розглядається);

- кут нахилу зубів в шестерень, град.;

- кількість зубів шестерні, що розглядається;

- коефіцієнт форми зуба;

- ширина шестерні біля основи зуба, мм;

- допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження, Н/м².

Кут нахилу лінії зуба косозубих шестерень коробок передач має такі значення, : тривальна легкового автомобіля - ; двовальна легкового автомобіля - ; вантажного автомобіля, автобуса - .Коефіцієнт форми зуба вибирають із табл. 12 (для косозубих шестерень визначають, виходячи із приведеної кількості зубів ).

Таблиця 12

Коефіцієнт форми зуба

Zпр	16	17	18	19	20	21	22	23	24	28	30	32
y	0,101	0,102	0,104	0,105	0,106	0,108	0,110	0,112	0,114	0,117	0,120	0,123
Zпр	35	37	40	45	50	60
Y	0,128	0,131	0,136	0,142	0,145	0,150

Ширина шестерні коробки передач біля основи зуба :легкових автомобілів - мм; вантажних автомобілів, автобусів - мм. Допустимі напруги згину біля основи зуба визначають із таблиці 13.

Таблиця 13

Допустимі напруги згину

Шестерня	,МПа
	Легкові та вантажні автомобілі вантажопідйомністю, до 50 кН	Вантажні автомобілі вантажопідйом -ністю, понад 50кН
Першої передачі та заднього ходу	750…850	500…650
Приводу проміжного вала та решти передач	350…450	175…275

Винайдені значення модуля зуб'їв округлюють до найближчого за стандартом (ст РЕВ 310-76) (табл. 14), віддаючи перевагу першому ряду.

Таблиця 14

Рекомендовані значення модулів зубів шестерень коробок передач

Ряд	Модуль зуб'їв, мм
1	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6	8	10	12	16
2	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11	14	18

Перевірку зуб'їв на міцність за контактними напругами здійснюють по залежності:

, (56)

де - кут нахилу зубів, град.;

- колове зусилля, знайдене, виходячи із значень крутного моменту, що передається валом шестерні, H;

E - модуль поздовжньої пружності матеріалу, з якого виготовлена шестерня ( для сталі E=210 ГПа );

- кут зачеплення шестерень ();

r_oi - радіус первісного обводу шестерень, мм;

- довжина лінії зачеплення, мм.

Знайдене значення повинно знаходитися в межах:

1500…..3000 МПа - для прямозубих шестерень;

1000…..2500 МПа - для косозубих шестерень.

Якщо значення знаходиться поза межами контактних напруг, що допускаються, розрахунки необхідно повторити, скоригувавши вихідні дані ().

За обчисленим значенням модуля зубів необхідно знайти розміри шестерень постійного зачеплення (приводу проміжного вала), відстань між осями валів і орієнтовані габаритні розміри коробки передач, користуючись формулами (53 і 54).

3.1.3 Карданна передача

Виходячи із компоновочної схеми автомобіля, що проектуєть-ся, його призначення, схеми приводу ведучих коліс, необхідно вибрати та обгрунтувати схему карданної передачі, кількість ва-лів та шарнірів, а також тип шарнірів. При застосуванні кардан-ної передачі з асинхронними шарнірами необхідно виконати умо-ви забезпечення синхронного обертання валів. Потім необхідно накреслити кінематичну схему карданної передачі (рис. 18).



Рис. 18 Кінематична схема карданної передачі

Внутрішній та зовнішній діаметри карданних валів обчислюють, виходячи з критичної частоти обертання, :

; (57)

де - коефіцієнт запасу;

максимально можлива частота обертання карданного вала під час руху автомобіля;

- максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;

- мінімальне передаточне число коробки передач.

Знайдене значення (с^-1) підставляють в формулу:

, (58)

де D, d - відповідно зовнішній і внутрішній діаметри труби карданного вала, мм;

- довжина (відстань між шарнірами) карданного вала, мм.

При мм, визначеній за компонувальною схемою автомобіля, необхідно використовувати двовальну передачу.

Вибравши стандартизоване значення d (табл. 15), з виразу (58) знаходять зовнішній діаметр труби карданного вала D і округлюють до найбільшої ближчої.

Таблиця 15

Розміри перерізів труб карданних валів

D, мм	49;50;51	59;60;61;62	74;6;75;2;76	90;91;92	114;115;116
D, мм	45	55	71	85	110

Міцність вала на кручення перевіряють за виразом:

; (59)

де - розрахунковий крутний момент, Н м;

, (60)

де - коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальне значення крутного моменту двигуна,

Н·м;

- передаточне число першої передачі.

Напруга кручення повинна бути в межах 100…300 МПа.

Кут закручування вала карданної передачі:

, (61)

де - модуль зсуву матеріалу ( для сталі G = 85 ГПа );

- полярний момент інерції перерізу вала.

. (62)

Кут закручування не повинен перевищувати на кожний метр довжини вала. Якщо , необхідно збільшити площу перерізу карданного вала або зменшити його довжину.

В разі отримання в завданні на курсовий проект розробки карданної передачі необхідно додатково провести розрахунки вилок і хрестовин карданних шарнірів, а також шліцьових з`єднань у випадку використання складених валів.

3.1.4 Головна передача

На основі заданого цільового призначення автомобіля, що проектується, необхідно обрати та обгрунтувати тип головної передачі і, враховуючи її конструктивні особливості, накреслити її кінематичну схему.

Кінематичні схеми найбільш поширених конструкцій головних передач автомобілів представлені на рис.19.

а б

Рис. 19 Кінематичні схеми головних передач автомобілів: а- подвійна; б- одинарна

Вихідними даними для розрахунку головної передачі є: передаточне число, визначене при проведенні тягового розрахунку автомобіля, крутний момент на валу ведучої шестерні, а також обрана кінематична схема. Результатами розрахунків головної передачі повинні бути визначені кількість зуб'їв шестерень, їх модулі, габаритні розміри.

Кількість зуб'їв шестерень визначають, виходячи з передаточного числа головної передачі, визначеного при проведенні тягового розрахунку u_o, кінематичної схеми та мінімальної кількості зуб'їв ведучої шестерні (приймають = 5…11). У випадку використання двоступінчастої (подвійної) головної передачі її передаточне число:

, (63)

де - передаточне число конічної пари;

- передаточне число циліндричної пари,

; (64)

Прийнявши значення за формулою (64), визначають кількість зуб'їв веденої шестерні циліндричної пари .

Модулі зубів конічних шестерень за більшим радіусом:

,

де - розрахунковий момент для розрахунку першого конічного ступеня головної передачі, Н м;

- коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна, Н м;

- передаточне число першої передачі;

- кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

- коефіцієнт форми зуба ( визначений за табл. 12, виходячи з приведеної кількості зубів)

,

- половина кута при вершині первісного конуса ведучої шестерні;

мм - довжина твірної конуса;

, ( в - довжина зуба, мм ); ;

МПа - напруга згину зуба.

Довговічність зубів шестерень оцінюють за контактними напругами:

, (65)

де P - умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі ;

E - модуль поздовжньої пружності матеріалу ( для сталі E = =210 ГПа );

- довжина лінії контакту зубів, мм;

, - середні радіуси відповідно первісного конуса ведучої та веденої шестерень, мм;

; ;

, - радіуси основ первісних конусів ведучої та веденої шестерень,мм;

- кут зачеплення;

, - радіуси еквівалентних циліндричних шестерень, що відповідають ведучій та веденій шестерням;

; . (66)

Обчислене значення не повинно перевищувати припустимої (1000 МПа).

У гіпоїдній головній передачі кут нахилу спіралі зубів ведучої шестерні приймають рівним ; веденої шестерні - для легкових автомобілів і вантажних автомобілів особливо малої вантажопідйомності; для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності .

Розміри шестерень конічного ступеня головної передачі знаходять з умов:

, (67)

а розміри циліндричних шестерень другого ступеня головної передачі:

, (68)

де Д₁, Д₂ - відповідно середні значення діаметрів первісних конусів конічних шестерень, мм;

Д₃, Д₄ - діаметри первісних обводів відповідно ведучої та веденої шестерень циліндричних косозубих шестерень, мм;

b₁, b₂ - кути нахилу спіралей відповідно ведучої та веденої конічних шестерень, град.;

b₃, b₄ - кути нахилу зубів ведучої та веденої циліндричних косозубих шестерень, град.

В разі отримання завдання на детальну розробку конструкції головної передачі необхідно додатково розрахувати діаметри валів і здійснити підбір підшипників ведучого та веденого вузлів.

3.1.5 Диференціал

На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обгрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему (рис. 20 а,б).

Рис. 20 Кінематичні схеми диференціалів: а - конічний симетричний; б - кулачковий підвищеного тертя

Визначення максимального значення коефіцієнта розподілу крутного моменту між ведучими колесами автомобіля здійснюються за виразом:

, (69)

де - внутрішнє передаточне число диференціала;

К_б - коефіцієнт блокування.

В залежності від типу і конструкції диференціала:

К_б = 0…0,2 - для диференціалів з малим внутрішнім тертям;

К_б = 0,2…0,6 - для диференціалів підвищеного тертя;

К_б = 0,6 - для самоблокованих диференціалів.

Розрахунок зубчастих диференціалів має деякі особливості. Більшу частину пробігу автомобіля зубчасті колеса диференціалів знаходяться відносно корпуса в нерухомому стані або мають малі переміщення, викликані різними значеннями кінематичних радіусів коліс. З причини майже повної відсутності циклічного характеру зміни напруг в зубчастих колесах диференціалу під дією тривалих робочих навантажень їх розрахунок проводиться тільки на статичну міцність.

Середній модуль зубчастих коліс диференціала в середньому перерізі визначається з виразу:

, (70)

де - кількість сателітів (=2 - для легкових автомобілів; =4 - для вантажних автомобілів і автобусів);

- кількість зубів сателіта (= 10…14);

- динамічний коефіцієнт (=1,2…1,6);

- максимальний крутний момент двигуна, кВт;

b - коефіцієнт запасу зчеплення;

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

- коефіцієнт блокування диференціала;

- коефіцієнт форми зубів (визначається по еквівалентному числу зубів Z_пр = Z₁/cos за табл. 12 при - для прямозубих коліс);

- коефіцієнт навантаження (= 1,8…3,2);

- коефіцієнт ширини (= 4,2…6);

- допустима напруга вигину зубів сателітів.

Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім'яття та зріз.

Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:

(71)

де - коефіцієнт запасу зчеплення;

- максимальний крутний момент двигуна, кВт;

u_k1, u₀, - передаточні числа відповідно коробки передач (перша передача); головної передачі, роздаточної коробки;

=1,4…2,0 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;

q - кількість сателітів;

- відстань від центра хрестовини до середини сателіта (= 0,02..0,05 м для легкових і =0,04..0,08м - для вантажних автомобілів);

- припустима напруга зім'яття (= 80 МПа - для легкових; = 100 МПа - для вантажних автомобілів).

Одержане значення округлюється в бік збільшення до стандартизованої величини: 10, 12, 14, 15, 16, 18, 20, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40.

Схема сил, які діють на радіально-розташований плунжер кулачкового диференціала, представлена на рис. 21.

Рис. 21 До розрахунку кулачкового диференціала: а,б - схеми сил, що діють на плунжер; в - графік зміни коефіцієнта блокування

На плунжер діють такі сили: з боку зовнішньої кулачної обійми - N₁, з боку внутрішньої шайби - N₂, з боку ведучої обійми (водила) - R. Кут тертя позначений через _Т.

З трикутника сил (рис. 21) за теоремою синусів можна записати:

, (72)

звідки:

. (73)

Моменти М на внутрішній шайбі, зв'язаній з відстаючим колесом:

. (74)

Момент на зовнішній обоймі, зв'язаній із колесом, що забігає:

. (75)

Коефіцієнт блокування К_б:

. (76)

Підставивши значення N₂ з (73) до виразу (76), одержимо:

. (77)

Графік для диференціала із співвідношення і кутом тертя _Т=6⁰ представлений на рис. 21.

Розрахунок плунжерів і кулачкових шайб здійснюється на зминання в контакті з кулачками для випадку прямолінійного руху автомобіля:

, (78)

де N₁ і N₂ - результуючі сили, які діють на плунжери з боку зовнішньої кулачкової обійми і внутрішньої шайби, віднесені до одного плунжера, Н;

Е - модуль пружності першого роду;

l - довжина контакту між плунжерами і обіймами, мм;

₁, ₂ - відповідно радіуси кривизни плунжера і кулачка, що дотикається до нього.

Значення N₁₍₂₎, l, ₁, ₂ 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 _с мають місце нетривалий час.

3.1.6 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) i R_y сприймаються одночасно і піввіссю, і балкою моста через підшипник.



Рис. 22 Схеми сил, що діють на приводні вали (півосі) ведучих мостів автомобілів: а - піврозвантажені, б - розвантажені на три чверті, в - повністю розвантажені

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; тягова або гальмова сила при гальмуванні центральним гальмом Р_к і Р; 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 .

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, мм;

- коефіцієнт зчеплення (_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=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 44):

, (88)

де M_Tmax = M_emax максимальний крутний момент, який передається від двигуна до трансмісії, Н м;

- відповідно передаточні числа першої передачі коробки передач, головної передачі, роздавальної 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, мм;

- момент інерції перерізу півосі при крученні, Нм.

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 =(600…750) МПа; кручення =(500…650) МПа.

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

3.2 Ходова система автомобіля

3.2.1 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.

Рис. 23 Конструктивні схеми рам автомобілів: а - периферійна; б - Х-подібна; в-драбинна; г-з Х - подібними поперечинами; д - хребтова

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

3.2.2 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.

3.2.3 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.

Рис. 24 Кінематичні схеми підвісок автомобілів: а - залежної; б- одноважільної незалежної; в- двоважільної незалежної з важелями рівної довжини; г - двоважільної незалежної з важеля-ми різної довжини; д - незалежної важільно-телескопічної; е - двоважільної незалежної з торсіоном; ж - незалежної з поздовжнім качанням

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),

Рис. 25 Пружна характеристика підвіски: z₀ - навантаження на підвіску від порожнього автомобіля, Н; z_ст, z_дин - відповідно статичне і дина-мічне навантаження на підвіску, Н; f_{ст еф}- ефективний прогин подвіски, м; f_ст f_дин - відповідно статичний і динамічний прогини підвіски; f^' - величина одно-часного 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;

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

- 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).

При побудові характеристики 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 (к₁к₂)

, (99)

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

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 (табл. 16) та обирають стандартні значення t і b.

Таблиця 16

Листові ресори для автомобілів.

Основні параметри

1. Легкові автомобілі. Автобуси та вантажні автомобілі на

Параметри листових ресор	Навантаження на ресору, кН
Ширина листа, мм	Товщина листа, мм	Форма кінців

2. базі легкових

Передня підвіска

/45/	4,5;5;6;6,5;7	Відтягнуті	3,0…4,5
55	5;6;7;7,5	-\\-	3,0…5,0

Задня підвіска

/45/	5;6;6,5;7	Відтягнуті	3,0…5,5
55	5;6;7;7,5	-\\-	3,0…5,0

3. Автобуси з ресорами, що не уніфіковані з ресорами легкових і вантажних автомобілів

Передня підвіска

/65/	7;8;9;10	Трапецеїдальні	5,0…12,0
75	8;9;10;12	-\\-	5,0…12,0
/90/	9;10;12	-\\-	12,0..20,0

4. Вантажні автомобілі та автобуси

Передня підвіска

55	6;7;8;9	Трапецеїдальні	4,0…7,0
/65/	6;6,5;7;8;9	-\\-	6,0…14,0
75	7;8;9;10	-\\-	7,0…15,0
/90/	8;9;10;12	-\\-	12,0..25,0
100	10;12;14;16	-\\-	15,0..30,0

Задня підвіска. Основна ресора

55	5;7;8;9;10;11	Трапецеїдальні	4,5…12,0
/65/	7;8;9;10; 11;12	-\\-	10,0..20,0
75	8;9;10;12	-\\-	12,0..25,0
/90/	9;10;12	-\\-	20,0..40,0
100	9;10;12	-\\-

Додаткова ресора

/65/	6;7;8	Трапецеїдальні	3,0…8,0
75	7;8;9	-\\-	5,0…9,0
90	9;10	-\\-	70,0…140,0
100	9;10	-\\-	80,0…140,0

Задня підвіска (балансирна)

/90/	10;12;14	Трапецеїдальні	30,0…40,0
100	12;14;16	-\\-	30,0…100,0
120	14;16;20;25	-\\-	50,0…120,0

Примітка: при виборі розмірів перерізу листової ресори перевага повинна надаватись розмірам, відміченим без лапок.

При розробці конструкції листової ресори відстань між стрім'янками обирають з конструктивних міркувань. Довжину листів ресори (крім корінного) визначають графоаналітичним методом на основі схеми ресори, виконаної в масштабі 1:5 або 1:10 (рис. 26).



Рис. 26 До визначення довжини листів ресори

Розрахунок циліндричної пружини підвіски

Спіральні циліндричні пружини в якості головного пружного елемента використовуються головним чином для легкових автомобілів з незалежною підвіскою коліс. Вони виготовляються з прутка з круглим або прямокутним перерізом.

а б

Рис. 27 Схеми підвісок з металевими пружними елементами: а- пружиною; б- торсіоном

Діаметр прутка пружини визначається за умови міцності:

, (101)

де Р_пр- зусилля. яке стискає пружину, Н (визначається на основі схеми підвіски і сил, що діють в ній);

D_с - середній діаметр пружини, м (обирається з конструктивних міркувань);

=1000МПа - припустима напруга при максимальній деформації пружини (матеріал - сталь 55ГС, 50 СГ, 60 СГ).

Стискаюче зусилля Р_пр визначається при діючій на підвіску силі Z_дин.

Число робочих витків пружини

, (102)

де f_сум = f_ст+ f_дин - сумарний прогін підвіски, мм;

G = 78 ГПа - модуль зсуву матеріалу пружини;

Повне число витків пружини дорівнює: n_n = n_np + (1,5 … 2,0).

Розрахунок торсіонного пружного елемента підвіски

Підвіски з торсіонними пружними елементами мають меншу масу непідресорених частин, більш сприятливий розподіл навантажень на раму (при поздовжньому розташуванні торсіонів), оскільки моменти від вертикальних навантажень передаються не у навантажені зони розташування важелів, а через протилежний кінець торсіона.

За розташуванням торсіони поділяються на поперечні і поздовжні. Вони мають круглий, пластинчастий, пучковий та складений переріз. Найбільше поширення отримали круглі торсіони.

Діаметр торсіона круглого перерізу знаходять з виразу:

, (103)

де M_kp = Z_дин L_в - момент закручування торсіона, Н?м;

Z_дин - динамічне навантаження підвіски, Н;

L_в - довжина важеля торсіона, М;

[ф] = 1,0 … 1,05 ГПа - припустимі напруги в матеріалі торсіона при закручуванні.

Кут закручування торсіона дорівнює:

, град. (104)

де L_T - робоча довжина торсіона, М;

- полярний момент інерції поперечного перерізу торсіона, Н м.

Припустимий максимальний кут закручування торсіона на 1м довжини складає 15^о.

Робоча довжина торсіона дорівнює L_t може бути визначена з виразу (104). Діаметри і довжину шліцьових частин торсіону необхідно обирати із співвідношень:

d_ш = (1,2 … 1,3)d; l_ш = (0,6 …1,2)d

Для зручності збирання шліцьові кінці виготовляють різних диаметрів.

Напруга в пластинчастому торсіоні

(105)

де і - число листів в торсіоні;

b і h - геометричні розміри перерізу листа торсіона, м;

Значення [ф] не повинно перевищувати 900 МПа.

Основні параметри і монтажні розміри амортизаторів підвіски автомобіля, що проектується, обирають за стандартом.

Залежно від геометричних розмірів шини, обраної при тяговому розрахунку, умов експлуатації і типу автомобіля обгрунтовують і обирають тип і розміри обода, диска. В розрахунково-пояснювальній записці необхідно описати особливості конструкції цих елементів колеса.

3.3 Розрахунок органів керування автомобілем

Органи керування автомобілем включають гальмову систему і рульове керування, і відіграють найважливішу роль в забезпеченні безпеки руху.

Розрахунки органів керування включають:

розрахунок гальмового механізму;

розрахунок гальмового приводу;

розрахунок рульового механізму;

розрахунок рульового приводу;

розрахунки підсилювачів гальм і рульового керування (в разі необхідності встановлення їх на автомобілі).

При проектуванні механізмів органів керування необхідно обгрунтувати їх тип, конструкцію і компоновочну схему, визначити параметри, необхідно також обрати і обгрунтувати конструкції приводів, навести їх схеми та визначити основні параметри.

3.3.1 Гальмова система

Гальмовий механізм

При виборі і обгрунтуванні конструкції гальмового механізму необхідно виходити з умови створення необхідного моменту тертя при забезпеченні мінімальних розмірів, маси, високої надійності, стабільності ефективності дії, відсутності самозаклинювання і рішення загальнотехнічних вимог.

Для забезпечення ефективної роботи гальмової системи граничне значення моменту тертя гальмового механізму М_т повинно відповідати значенню гальмового моменту на колесі автомобіля М_ф.

Гальмовий момент на колесі автомобіля дорівнює:

, (106)

де Z_ф - вертикальна реакція опорної поверхні, Н

r_g - динамічний радіус колеса; м;

ц_розр = 0,6 - розрахункове значення коефіцієнту зчеплення.

, (107)

де a, b - відповідно відстань від вертикалі центру мас автомобіля до осей коліс передньої і задньої осей; м;

h_g - висота центру мас автомобіля; м;

- коефіцієнти розподілу гальмових сил (при a=b, K_ф = 1,3…1,6, при a > b, K_ф = 0,8…1,0).

Значення a,b i h_g визначені при виконанні тягового розрахунку автомобіля.

Значення реакцій опорної поверхні до коліс попередньої Z_ф1 і задньої осі Z_ф1 визначаються із виразів:

;, (108)

де G_a - повна вага автомобіля, Н;

L - повздовжня база автомобіля, м.

Гальмовий момент задніх коліс в разі гальмування їх стоян-ковим гальмом дорівнює:

(109)

де б - кут ухилу дороги, який відповідає ухилу:

- 16% - для транспортних засобів з повним навантаженням;

- 23% - для легкових автомобілів, інших модифікацій для перевезення вантажів, а також автобусів у спорядженому стані;

- 31% - для вантажних автомобілів і автопоїздів у спорядженому стані.

Момент тертя М_тер гальмового механізму, необхідний для гальмування автомобіля, визначають залежно від типу і схеми гальмового механізму( рис. 28).

Рис. 28 Схеми сил, що діють в колодкових гальмах: а- однобічне розташування опор; б- при використанні рознесених опор; в- гальмовий механізм із самопідсиленням

Визначення сили Р, яка здійснює притискання гальмових колодок до барабанів (дисків), виконується при порівнянні значень гальмового моменту на колесі автомобіля М_ф і моменту тертя, який повинен бути створений в гальмовому механізмі М_тер. Чисельне значення сили Р є вихідним для розрахунку гальмового приводу.

В розроблюваній конструкції гальмового механізму при використанні курсового проекту необхідно передбачити засоби для регулювання зазору між зовнішньою поверхнею накладки гальмової колодки та поверхнею барабана (диска) по можливості зобезпечити автоматичне виконання цієї операції.

Гальмовий привод

Для робочої гальмової системи переважними є два види приводів - гідравлічний і пневматичний, в меншій мірі використовуються механічні і комбіновані приводи.

Гідравлічний привод відрізняється високою швидкодією, простотою конструкції, малими габаритними розмірами, малою масою і вартістю. При цьому він має обмежене силове передавальне число, що приводить до необхідності використання підсилювачів і ускладнення конструкції.

Пневматичний привод має складну конструкцію, більший час спрацьовування, значні габаритні розміри, більшу масу і високу вартість. Пневматичний привод дозволяє одержати більш приводні сили, а також простими засобами здійснити з'єднання з тягачем гальмових механізмів причіпних ланок.

Механічний привод переважно використовується для ручних стоянкових гальм.

Комбінований гальмовий привод являє собою в більшості випадків синтез елементів гідравлічного і пневматичного приводів.

При обранні і обгрунтуванні типу та конструкції гальмового приводу необхідно передбачити міри забезпечення оптимального розміру гальмових сил між колесами автомобіля, плавності спрацювання та його мінімального гасу, довговічності, надійності і простоти конструкції, зручності користування.

Підвищення надійності роботи гальмового приводу може бути досягнутим при виконанні двоконтурних систем з роздільним підведенням енергій до колії різних осей. Для використання елементів робочої гальмової системи в якості запасної доцільно використовувати привод стоянкової системи до колісних гальмових механізмів.

Після вибору і обгрунтування типу приводу необхідно визначити конструкцію його основних механізмів і пристроїв.

Кінематичне U_k i силове U_p числа гальмового приводу визначаються за виразами:

; , (110)

де S_n - робочий хід педалі або важелів гальма (для вантажних автомобілів S_n = 80…100 мм; для легкових - S_n = 70…75мм);

- сумарне переміщення кінців колодок у місці їх з'єднання з поршнями або розтискними кулаками (S_k = 3…6мм );

P_пед - сила натискання на гальмову педаль під час гальмування автомобіля;

Р_гм - сумарне зусилля натискання на кінці колодних поршнів або розтискних кулаків, Н.

Силове передаточне число гальмового привода u_п визначається за умови рівності тисків, які виникають від сили Р_пед натискання на гальмову педаль (при гідравлічному приводі) або від сили тиску повітря (при пневматичному приводі) і сил, які розтискають колодки гальмового механізму (рис. 28).

Для гідравлічного гальмового приводу:

, (111)

де d_рц - діаметр робочого гальмового циліндра, мм;

d_гц - діаметр головного гальмового циліндра, мм;

_пр = 0,95…0,97 - ККД гідравлічного гальмового приводу;

- передаточне число гідравлічної частини приводу;

= u_м - передаточне число механічної частини приводу.

Згідно діючих нормативів силове передаточне число гідравлічного приводу повинно мати такі значення:

для вантажних автомобілів u_р=50…60;

для легкових автомобілів u_р=30…40.

Середні значення тиску робочої рідини в системі гідравлічного гальмового приводу =2…3 МПа, а в умовах аварійного гальмування - =7…10 МПа.

Для загальмовування автомобіля водій повинен прикласти до педалі автомобіля зусилля :

, (112)

де - сумарна гальмівна сила, яка діє на колеса автомобіля, Н.

Під час робочого гальмування згідно діючих нормативів , а аварійного гальмування .

Якщо обчислене значення , то у гальмовому приводі необхідно передбачити використання підсилювача.

Силове передаточне число пневматичного гальмового приводу:

, (113)

де: і - геометричні параметри приводу гальмового механізму;

- ККД механічних елементів приводу.

Згідно діючих нормативів силове передаточне число пневматичного гальмового приводу повинно бути , тиск повітря в гальмовій системі МПа.

3.3.2 Рульове керування. Кінематичні схеми і силові передавальні числа

Рульове керування служить для зміни або підтримання обраного напрямку руху автомобіля і здійснення маневрування. В загальному випадку воно складається з трьох основних частин: рульового механізму, рульового приводу і підсилювача.

Зміна напрямку руху автомобіля може здійснюватись чотирма способами:

поворотом керованих коліс (коліс передньої осі, коліс кількох осей, коліс всіх осій);

поворотом керованих осей або керованих візків (передньої осі, кількох осей, всіх осей або візків);

складанням ланок транспортного засобу (так званий опозитний спосіб повороту);

бортовим способом (по-гусеничному).

З числа перелічених способів найбільше задовольняє вимогам споживачів автомобілів загального призначення спосіб повороту керованих коліс.

Оцінюючими параметрами рульового керування є кінематичне і силове передаточні числа, величина зазору в зачепленні і ККД рульового механізму і рульового приводу.

При виборі і обгрунтуванні конструкції органів рульового керування необхідно забезпечити виконання вимог до нього: витримка таких співвідношень між кутами коліс, за якого кочення всіх коліс не супроводжується їх бічним ковзанням; забезпечення узгодженості в кінематичному і силовому відношенні між поворотом рульового і керованого коліс; створення умов для забезпечення легкості керування і високої маневреності автомобіля.

Кінематичне передаточне число рульового приводу дорівнює відношенню елементарного кута ?_с повороту вала сошки до півсуми елементарних кутів a₁ і a₂ повороту відповідно внутрішнього і зовнішнього керованих коліс:

. (114)

Величина u_кп не є постійною і залежить від положення ланок приводу. Тому її значення повинні визначатись графічно для різних кутів повороту коліс.

Кінематичне передаточне число рульового механізму в залежності від принципу, покладеного до основи його конструкції може бути постійним або змінним:

. (115)

де Dq_рк і Dq_с - зміна кутів повороту відповідно рульового колеса і вала сошки, град.

Враховуючи два останні вирази, загальне кінематичне передаточне число рульового керування:

. (116)

Кут повороту рульового колеса сучасних автомобілів складає q_рк = 540... 1080°, кути повороту керованих коліс a₁ = a₂ = 30... 40°, кінематичні передаточні числа рульового керування вантажних автомобілів u_кр = 20... 25, легкових u_кр = 13... 22.

Силове передаточне число рульового керування дорівнює:

, (117)

де G_к - сила тяжіння автомобіля, що припадає на керовані колеса, Н;

f_r = 0,018... 0,022 - коефіцієнт опору кочення;

j = 0,6... 0,8 - коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою;

r_ковз = (0,12... 0,15) Ч r_к - радіус ковзання шини, м;

r_к - радіус кочення шини, м;

R = (0,20 … 0,25) м - радіус рульового колеса, м;

М_рк = Р_рк Ч R - момент, який прикладається до рульового колеса, H?м;

Р_рк - зусилля, яке прикладається до рульового колеса, Н;

с - радіус обкочування керованого колеса м (для вантажних автомобілів с = 0,05... 0,12 м, для легкових с = 0,05... 0,06 м).

В існуючих конструкціях сучасних автомобілів u_ср = 100... 300.

Рульовий привод.

Рульовий привод, який уявляє собою систему тяг і важелів, служить для передачі зусилля від сошки на поворотні цапфи і здійснення заданої залежності між кутами повороту керованих коліс. Частина рульового приводу, яка забезпечує цю залежність, зветься рульовою трапецією. Типові схеми рульового приводу представлені на рис. 29.

Основною задачею кінематичного розрахунку є визначення оптимальних параметрів рульової трапеції.

Рульовий привод повинен забезпечувати поворот керованих коліс автомобіля на різні кути, значення яких (без урахування бокового відведення шин) знаходяться в залежності:



Рис. 29 Типові схеми рульового приводу: а - для автомобілів із залежною підвіскою, б - з незалежною підвіскою

, (118)

де a_з a_в - кути повороту відповідно зовнішнього і внутрішнього керованого моста,град.;

В - відстань між шарнірами (осями) повороту коліс, м;

L - поздовжня база автомобіля, м.

Використовуючи рівнобічну трапецію необхідно визначити M, m, n (рис. 30)

Рис. 30 Схема рульової трапеції автомобіля (L і В відповідно поздовжня і поперечна база автомобіля, визначені при розробці компоновочної схеми автомобіля)

Для визначення відстані між осями повороту коліс В задаються довжиною поворотної цапфи L_ц, яку можна прийняти рівною ширині профілю шини в_ш.

Довжина поперечної тяги:

м (19)

де 0,12... 0,16;

Значення кута q знаходять з виразу:

де К = 0,7 - при задньому, К = 1,0 - при передньому розташуванні рульової трапеції.

Для перевірки відповідності обраних розмірів рульової трапеції задовольняння вимоги кочення коліс при повороті без бокового ковзання необхідно побудувати графік залежності ?_з = f (?_в) за даними, одержаними аналітичним методом на основі виразу (120), і даними графічної побудови кінематики рульової трапеції. Для реалізації аналітичного методу на основі виразу

(120)

проводять обчислення кута повороту зовнішнього колеса a_з при значеннях a_в: 0°, 5°, 10°, 15°, 20°, 25°, 30°, 40°.

Для реалізації графічного методу необхідно в масштабі не менше ніж 1:10 накреслити схему рульової трапеції і графічно повертаючи внутрішнє колесо в межах можливого кута повороту від 0° до 40° з кроком 5°, визначити кути повороту зовнішнього колеса a_з (рис. 31).

Рис. 31 До визначення залежності кутів повороту керованих коліс автомобіля

Результати отримані при реалізації аналітичного і графічного методів необхідно представити у вигляді таблиці (таблиця 17) і графіка (рис. 32)

Таблиця 17

Кут повороту керованих коліс

Кут повороту колеса, град	Внутрішнього, aв	0	5	10	15	20	25	30	35	40
	Зовні-нього aз	Теоретичний
		Графічний

Рис. 32 Залежності між кутами повороту керованих коліс автомобіля

Обрані розміри рульової трапеції вважають задовільними, якщо при кутах повороту внутрішнього колеса до 20° графічна та теоретична...