Модернизация автомобиля среднего класса с разработкой коробки раздаточной

Состав чертежей

1. Чертеж общего вида шасси автомобиля (формат А2×3)
2. Вид сверху шасси автомобиля (формат А2×3)
3. Чертеж сборочный переднего дискового тормоза (формат А2)
4. Сборочный переднего дискового тормоза (формат А2)
5. Раздаточная коробка в сборе (формат А1)
6. Чертеж сборочный раздаточной коробки (формат А1)
7. Лист графиков характеристик автомобиля (формат А1)
8. Графики характеристик автомобиля (формат А1)
9. Схема сборки приводных валов раздаточной коробки (формат А2×3)
10. Схема наладок на приводной вал переднего моста (формат А1)
11. Схемы наладок на приводной вал заднего моста (формат А1)
12. Эскиз операции №10 - Сборки приводного вала переднего моста (формат А1)
13. Чертеж операции №10 - Сборки приводного вала переднего моста (формат А1)
14. Эскиз операции №20 - Сборки приводного вала заднего моста (формат А4)
15. Рабочий чертеж операции №20 - Сборки приводного вала заднего моста (формат А4)
16. Карта операционная № 1 (формат А4х11)
17. Фрагмент график
18. Фрагментный чертеж вала приводного переднего моста
19. Фрагмент расчетной схемы дифференциала
20. Фрагмент схемы РК
21. Чертеж ленточного графика проектируемого узла
22. Рабочий чертеж вала привода заднего моста
23. Фрагментный эскиз автомобиля УАЗ
24. Фрагментный чертеж схемы

Описание

В дипломной работе выполнено проектирование автомобиля легкового с разработкой коробки раздаточной.
В конструкторской части даны характеристики автомобиля. Составлен баланс тяговый. Произведены расчеты разгона автомобиля по времени и по пути. Составлен баланс мощностной. Определены характеристики двигателя нагрузочная и экономическая. Описаны и проанализированы коробки раздаточные. Рассчитаны дифференциалы. Предоставлен расчет коробки раздаточной, а именно определено: передача зубчатая, вал привода моста переднего, вал привода моста заднего, реакции на опорах корпуса дифференциала, подшипники корпуса дифференциала и валы приводные, шлицы включения передачи повышающей. Дана оценка системы тормозной автомобиля. Рассчитаны: передний тормозной механизм при рабочем торможении, прирост температуры за одно торможение, температура предельная при торможении циклическом, диаметр цилиндров рабочих, контур аварийный. Проведена проверка болтов крепления скобы на срез.

В технологической части обоснована тема проекта дипломного. Подобран тип и методы производства, рассчитаны темпы выпуска. Определена технологичность коробки раздаточной. Подобран маршрут сборки. Рассчитан уровень автоматизации технологического процесса сборки. Подобрана схема оборудования структурно-компоновочная. Определены показатели технико-экономические.

В части экономической приведено назначение и технические данные конструкции. Представлен расчет состава, трудоёмкости нормативной и продолжительности работ опытно-конструкторских. Разработан узел. Рассмотрено изготовление опытной партии узлов. Проведены испытания узлов опытной партии и корректировка документации конструкторской. Выполнена компоновка узла с помощью графиков ленточного и сетевого. Произведен расчет себестоимости разрабатываемого изделия, а конкретно: определены затраты на материалы основные, на покупные комплектующие детали и изделия, на заработную плату рабочих и составлена калькуляция себестоимости узла. Также составлена сметная калькуляция затрат на выполнение ОКР изделия и определена экономическая эффективность разрабатываемого изделия.

В разделе экологии рассмотрена безопасность жизнедеятельности. Проведен анализ требований по БЖД для средства автотранспортного. Выполнены измерения шумов внешних и внутренних автомобиля. Проанализирован микроклимат в кузове автомобиля. Определено прилагаемое усилие на органы управления. Испытана система тормозного управления. Рассмотрена экология и охрана среды окружающей.

В части графической представлены чертежи: общего вида и вида сверху шасси автомобиля, переднего дискового тормоза, раздаточной коробки, графиков характеристик автомобиля, схемы сборки приводных валов раздаточной коробки, схемы наладок на приводной вал переднего и заднего моста, операционных карт.

 Отрывок из пояснительной записки диплома:

В конструкторской части производятся тягово-скоростной и топливно-экономический расчеты, проведены геометрические и прочностные расчеты по проектируемым узлам.В качестве разрабатываемых узлов выбраны раздаточная коробка и передний тормозной механизм автомобиля среднего класса с колесной формулой 44.

1.1 Характеристики автомобиля.
1. Необходимая мощность для движения
Максимальная скорость движения V=130 км/ч.
N=[Gf(1 + AV) + ] [кВт]Где, G  вес автомобиля, G=25300 Н;
  КПД трансмиссии, =0.990.990.990.990.97=0.92;
f=0.014(асфальтобетонное шоссе); А=410 ;
c  коэффициент аэродинамического сопротивления, c=0.62;
F= BH=1.8281.935=3.537 м; =1.25 кг/м;
N=[253000.014(1 + 410130) + ]
=93.45 кВт
Выбираем двигатель ЗМЗ-4062.10 N=111.3 кВт.
2. Выбор передаточного числа главной передачи.
Размер шин: 225/75R16.
r =+B(1)()/100=+0.225(10.15)0.75=0.347 м
  коэффициент радиальной деформации шины, для легковых автомобилей =0.15;
n=5400 мин;
i==5.481
Выбираем i=5.481
3. Проверка по динамическому фактору на прямой передаче.
V=, Где n=5000 мин;
V==120.37 км/ч;
P===1532 Н;
P=, где M=203 Нм;
P==2925 Н;
Д==100%=5.51%
4. Выбор передаточного числа первой передачи.
Первая передача выбирается из условия преодоления максимального подъёма.:
=fcos+sin, Где =16 , f=0.014;
=0.014cos16 +sin16 =0.3
k  коэффициент приходящейся массы на ведущие колёса, k=1 (автомобиль полноприводный);
m коэффициент динамического перераспределения реакций, m=1;
 - коэффициент сцепления колеса с дорогой, =0.6;
Выбираем i=3.78
Передаточные числа других передач по формуле:
i= i ; n - число передач;
i= 3.78=2.467; i=2.60;
i= 3.78=1.558; i=1.55;
i= 3.78=1.0
i=0.82
Передаточные числа раздаточной коробки
Высшая передача i=1.0
Низшая передача
i==1.373; Принимаем i=1.94
1.1.1 Характеристика двигателя скоростная.Внешняя скоростная характеристика двигателя представляет собой зависимость его мощности, крутящего момента и удельного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала при максимальном открытии дроссельной заслонки.
Таблица 1.1

1.1.2 Баланс тяговый автомобиля.
Тяговый баланс автомобиля - это зависимость тяговой силы на ведущих колесах для различных передаточных чисел в трансмиссии, а также сил сопротивления качению и воздуха от скорости движения.
Исходные данные:
1. Перередаточные числа коробки передач и раздаточной коробки:
i=3.78; i=2.60; i=1.55; i=1.0; i=0.82;
i=1.0; i=1.94;
2. Передаточное число главной передачи: i=5.481;
3. Коэффициент аэродинамического сопротивления: c=0.62;
4. КПД трансмиссии: =0.92;
5. Габаритные размеры автомобиля:
 высота H=1935 мм;
 ширина B=1828 мм;
6. Полная масса автомобиля: Ма=2530 кг;
7. Распределение нагрузки по осям:
 передний мост: Gп.м.=10880 Н;
 задний мост: Gз.м.=14420 Н;
8. Радиус колеса: r=0.35 м;
Сила тяги автомобиля:
P===14.407Mi;
Скорость автомобиля: V=;
Максимальная тяговая сила по сцеплению с опорной поверхностью:
Таблица 1.2

Сила тяги:
Таблица 1.3

Определение сил сопротивления движению автомобиля.
Расчёт сил сопротивления качению:
Pf1=Gf(1+AV); А=410, f=0.014;
Pf2=Gf(1+AV); f=0.03;
Расчёт силы аэродинамического сопротивления:
Pw===0.1057V
Таблица 1.4

1.1.3 Характеристика динамическая автомобиля
Динамическая характеристика автомобиля  это зависимость динамического фактора от скорости установившегося движения автомобиля.
Д=100%=100%
Таблица 1.5

f=0.014; f =0.03; f =f(1+AV)
Таблица 1.6

1.1.4 Характеристика ускорений автомобиля
Характеристика ускорений автомобиля представляет собой зависимость ускорения от скорости движения автомобиля на каждой передаче.
Исходные данные:
Момент инерции колеса Ik=1.382 кгм;
Момент инерции двигателя Ie=0.34 кгм;
Число колёс n=4;
Коэффициент сопротивления качению f =0.014;
Расчётные формулы:
j=; =1+ii+; =;
==0.02974;
===0.0175;
  коэффициент, учитывающий влияние инерции вращающихся двигателя и колёс. Таблица 1.7

Ускорения автомобиля:
Таблица 1.8

1.1.5 Разгон по времени автомобиля
Характеристика разгона автомобиля по времени  это зависимость времени от скорости движения при полностью открытой дроссельной заслонке.
Подсчёт зависимости производится графическим интегрированием площади на графике величин обратных ускорениям.
dt=dV
Время разгона автомобиля с буксующим сцеплением:
t=, Vmin=6.37 км/ч; jср===0.87 м/с;
t==2.03 с
Время необходимое для переключения передач, принимаемравным 1.5 сек. Таблица 1.9
Время разгона до 60 км/ч: t=12.24 с.
Время прохождения первых 1000 метров пути: t=44.28 с.

1.1.6 Разгона по пути автомобиля
Характеристика разгона автомобиля по пути  это зависимость пройденного пути от скорости движения автомобиля с полностью открытой дроссельной заслонкой двигателя. При построении указанной зависимости следует принимать те же условия, что и при расчёте времени разгона.
Подсчёт зависимости производится графическим интегрированием площади на графике разгона автомобиля по времени.
dS=Vdt
S=Vdt
Таблица 1.10

Скорость, развиваемая автомобилем на пути 1000 м:
V=129.57 км/ч.
Путь, необходимый автомобилю для достижения скорости 60 км/ч: S=110.38 м.
1.1.7 Баланс мощностной автомобиля
Мощностной баланс автомобиля представляет собой зависимость мощности на ведущих колёсах для всех передаточных чисел трансмиссии, мощности сопротивления качению и воздуха, а также суммы двух последних от скорости установившегося движения.
Расчётная формула: N= кВт
Данные для построения графика мощностного баланса.
Таблица 1.11

N= кВт; N= кВт
Таблица 1.12

1.1.8 Характеристика двигателя нагрузочная
Нагрузочной характеристикой является зависимость удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя (ge) и частоты вращения коленчатого вала (ne).
Характеристика строится по табличным данным двигателя.
Таблица 1.13

1.1.9 Характеристика автомобиля экономическая
Экономическая характеристика автомобиля  это зависимость путевого расхода топлива от скорости установившегося движения.
Исходные данные: =0.92; =0.75 кг/л  плотность топлива.
Расчётная формула: Q=;
График строится при f01=0.014 и f02=0.03.
Четвертая передача:
 дорога с хорошим покрытием(f=0.014)
Таблица 1.14

 дорога с плохим покрытием(f=0.03)
Таблица 1.15

Пятая передача:
 дорога с хорошим покрытием(f=0.014)
Таблица 1.16

 дорога с плохим покрытием(f=0.03)
Таблица 1.17

1.2 Описание и оценка коробок раздаточных Раздаточная коробка предназначена для передачи и распределения крутящего момента к нескольким ведущим мостам автомобиля.
Для раздаточной коробки автомобиля повышенной проходимости функция распределения крутящего момента обычно не является единственной. Такие автомобили имеют высокие опорно-сцепные качества, что достигается за счет оптимального (при одинаковой ошиновке колес) распределения массы по ведущим колесам. Высокие опорно-сцепные качества таких автомобилей позволяют им реализовывать на ведущих колесах весьма значительные крутящие моменты, для получения которых необходимо иметь большое передаточное число в трансмиссии. В целях удешевления производства большинство автомобилей повышенной проходимости выпускается на базе серийных автомобилей ограниченной проходимости. В трансмиссии таких автомобилей используется серийная коробка передач, передаточное число низшей передачи которой имеет относительно малое значение, недостаточное для того, чтобы автомобиль повышенной проходимости мог полностью реализовать высокие опорно-сцепные качества. Кроме того, для эффективной работы автомобиля повышенной проходимости диапазон передаточных чисел его трансмиссии должен быть примерно вдвое шире, что не позволяет коробка передач базового автомобиля.
Расширение передаточных чисел в трансмиссии автомобиля повышенной проходимости, в которой используется серийная коробка передач, и увеличение ее максимального передаточного числа достигается введением в раздаточную коробку дополнительной пары шестерен. Эта пара шестерен называется понижающей передачей или демультипликатором. Демультипликатор включается тогда, когда автомобиль попадает в тяжелые дорожные условия. Его наличие позволяет удвоить количество передач в трансмиссии, увеличивая их значения на каждой, в том числе и первой, ступени серийной коробки передач.
На оригинальных автомобилях (не имеющих дорожных прототипов) автомобилях повышенной проходимости коробки передач обычно проектируются с учетом более широкого диапазона передаточных чисел в трансмиссии, поэтому раздаточная коробка может и не иметь понижающей передачи.
Раздаточные коробки независимо от их конструктивной схемы должны удовлетворять следующим требованиям:

1. Распределять крутящий момент по ведущим мостам таким образом, чтобы обеспечивалась наилучшая проходимость автомобиля.
2. Иметь возможность создания больших передаточных чисел для преодоления повышенных сопротивлений движению автомобиля.
3. Иметь устройства, предотвращающие перегрузку деталей трансмиссии при включении демультипликатора.
4. Не создавать повышенных уровней шума.
5. Иметь высокий КПД.

Основным признаком классификации раздаточных коробок является тип привода. Если все выходные валы раздаточной коробки имеют жесткую механическую связь, привод называется блокированным. Если связь выходных валов раздаточной коробки обеспечивается через дифференциал, привод называется дифференциальным. Существуют также раздаточные коробки, обеспечивающие временное подключение одной из ветвей трансмиссии посредством автоматических устройств отбора мощности.
В соответствии с конструктивной схемой трансмиссии раздаточные коробки могут отличаться числом выходных валов: обычно их два, но при параллельном приводе ведущих мостов грузового автомобиля может быть и три.
Преимуществами блокированного привода являются простота и так называемая автоматичность перераспределения крутящего момента. Последнее на автомобилях с блокированным приводом проявляется при попадании одного из колес какого-либо ведущего моста на скользкий участок дороги. Колесо в этом случае лишается возможности реализовывать большой крутящий момент и создавать значительную силу тяги. Из-за наличия межколесного дифференциала большой крутящий момент не сможет реализовать и другое колесо этого моста и весь мост в целом. Однако при блокированном приводе момент, передаваемый другому мосту, автоматически увеличится, если этот мост по условиям сцепления колес с дорогой сможет его реализовать. Увеличение крутящего момента при этом будет равно уменьшению его на колесах моста, находящегося на скользком участке дороги.
Автоматическое перераспределение крутящих моментов обеспечивает максимально возможную проходимость автомобиля в случае попадания на участок дороги с малым коэффициентом сцепления хотя бы одного из ведущих мостов. Однако при движении автомобиля с заблокированными межосевым и межколесным дифференциалами на дороге с высоким коэффициентом сцепления возникает неизбежное кинематическое рассогласование между жестко связанными между собой ведущими колесами, вынужденными проходить разные пути при вращении с одинаковыми угловыми скоростями, что приводит к возникновению силовой неуравновешенности в приводе. Рассмотрим это явление на примере блокированного привода колес ведущих мостов. Все возможные виды кинематических рассогласований можно с известной долей условности разделить на две основные категории:1. Кинематическое рассогласование, вызванное неодинаковыми начальными радиусами колес.
2. Кинематическое рассогласование, вызванное разными расстояниями, проходимыми колесами переднего и заднего ведущих мостов.
Первый вид рассогласования может быть вызван следующими основными причинами:

• погрешности при изготовлении шин;
• разное давление воздуха в шинах;
• разная степень износа шин.

Все перечисленные причины возможного кинематического рассогласования носят случайный характер, и его возможная величина может быть оценена только статически.
Второй вид рассогласования появляется обязательно при движении автомобиля в повороте. Величину кинематического рассогласования в этом случае можно определить как разницу радиусов колес ведущих мостов, потребную для их качения без скольжения и буксования.
На колесах ведущих мостов при движении с кинематическим рассогласованием, например на повороте, при заблокированном можосевом дифференциале возникают разные по величине, а при определенном значении кинематического рассогласования и по знаку касательной реакции. При этом в контуре, образованном дорогой, передними ведущими колесами, приводными валами колес, корпусами дифференциалов, карданными валами, валами и шестернями раздаточной коробки и задними ведущими колесами, циркулирует мощность, по величине значительно превышающая мощность, необходимую для преодоления внешнего сопротивления движению автомобиля.
Появление отрицательного момента на одном из ведущих мостов многоприводного автомобиля также весьма нежелательно, т.к. этот мост превращается из ведущего в тормозящий, что существенно увеличивает нагрузку (момент), действующую на другой мост. Циркулирующая мощность увеличивает нагрузки в трансмиссии, потери энергии, затрачиваемой на движение автомобиля, износы деталей трансмиссии и шин, а также расход топлива. Поэтому в раздаточных коробках с блокированным приводом предусматривают наличие механизмов отключения ведущих мостов трансмиссии (в основном передних) при движении по твердым сухим дорогам.
Раздаточные коробки, обеспечивающие блокированный привод ведущих мостов, долгое время доминировали в автостроении, что казалось вполне оправданным, поскольку на хорошей дороге автомобиль уверенно перемещался и с одним ведущим мостом, а на плохой дороге, в случае применения дифференциального привода, дифференциал все равно приходится блокировать для обеспечения должной проходимости. Таким образом, межосевой дифференциал оказывался лишним. Однако в дальнейшем было установлено, что при наличии переднего ведущего моста с дифференциальным приводом на хорошей дороге выгоднее двигаться со всеми постоянно включенными ведущими мостами.

Одной из причин является то, что при работе автомобильного колеса в ведущем режиме, кроме «силовых» потерь при качении, вызванных гистерезисными потерями в шине, в связи с ее постоянной радиальной деформацией, имеют место так называемые скоростные потери, связанные с тангенциальной деформацией беговой дорожки шины при передаче крутящего момента, которая приводит к уменьшению кинематического радиуса колеса. Таким образом, скоростные потери в шине ведущего колеса представляют собой уменьшение скорости автомобиля при заданной частоте вращения колеса, вызванное уменьшением его радиуса качения из-за тангенциальной деформации беговой дорожки шины при передаче колесом тяговой силы.
Поскольку мощность представляет собой произведение силы на скорость, то мощность, потерянная из-за скоростных потерь, представляет собой произведение потерянной скорости на силу тяги колеса.
Таким образом, мощность скоростных потерь пропорциональна квадрату развиваемой колесом тяговой силы. Следовательно, чем больше колес развивают суммарную силу тяги автомобиля, тем меньше суммарные скоростные потери у ведущих колес автомобиля. Например, у двухосного автомобиля с равным распределением нагрузки по мостам при движении с одним ведущим мостом скоростные потери будут вдвое больше, чем при движении с двумя ведущими мостами с дифференциальным приводом мостов. К тому же полноприводный автомобиль с дифференциальным приводом мостов имеет лучшие показатели по управляемости и устойчивости. Все это привело к тому, что в последних конструкциях полноприводных автомобилей чаще применяется дифференциальный привод мостов.
Однако при дифференциальном приводе мостов обязательно предусматривается возможность блокировки межосевого дифференциала для повышения проходимости в тяжелых дорожных условиях. Таким образом, при дифференциальном приводе, и при включенном приводе дополнительных ведущих мостов возможно движение с блокированным приводом мостов.

Циркуляция мощности ведет, как уже отмечалось, к повышенным потерям и дополнительному износу элементов привода, поэтому конструкторы часто для исключения возможности появления этого режима принимают меры по автоматическому включению и выключению дополнительного ведущего моста или по автоматической блокировке или разблокировке межосевого дифференциала.
Автоматическое включение переднего ведущего моста может быть осуществлено с помощью муфты свободного хода ( МСХ). МСХ устанавливается обычно в приводе переднего моста. Редуктор главной передачи переднего моста в этом случае имеет несколько большее в сравнении с редуктором главной передачи заднего моста передаточное отношение. При движении по хорошей дороге, когда колеса заднего моста катятся без пробуксовывания, ведущая часть муфты свободного хода опережает ведомую и не передает крутящий момент на передний мост. Его колеса катятся в ведомом режиме. Если колеса заднего моста начинают пробуксовывать при попадании на дорожную поверхность с низким коэффициентом сцепления, ведущая часть МСХ догоняет ведомую, муфта замыкается и передний мост включается в работу. Следует отметить, что при правильно выбранном соотношении передаточных чисел редукторов мостов включение переднего моста в работу произойдет при той величине буксования колес заднего моста, при которой они развивают максимальную силу тяги, что обеспечивает максимальное повышение проходимости.
Однако такая конструктивная схема имеет ряд недостатков:

• при крутом повороте, когда передние колеса, катящиеся по большему радиусу, вынуждены вращаться заметно быстрее задних, включение их в работу возможно только при существенном буксовании задних колес, которое обычно сопровождается срывом верхнего слоя грунта и уменьшением при этом коэффициента сцепления;
• при движении задним ходом муфта свободного хода замыкается, т.к. привод передних колес имеет большее передаточное число, и они, вращаясь с меньшей скоростью по сравнению с задними, работают в тормозном режиме. Это особенно опасно при движении по мягким и скользким дорогам, т.к. заметно снижает проходимость автомобиля;
• при движении по мягким грунтам к передним колесам желательно подводить большую мощность, затрачиваемую на деформацию грунта и образование колеи. Однако при использовании привода с МСХ дело обстоит наоборот – передние колеса включаются тогда, когда задние уже начинают буксовать;
• уменьшается возможность преодоления автомобилем единичных высоких препятствий, т.к. к ним передние колеса подходят в ведомом режиме. В ведущем режиме колеса автомобиля могут преодолеть значительно более высокие препятствия.

Вместо МСХ в приводе переднего моста может быть установлена вязкостная муфта. Вязкостную муфту можно применить и в качестве муфты блокировки дифференциала.
Возможны две принципиальные схемы раздаточных коробок, имеющих два выходных вала. Первая предусматривает привод заднего моста от верхнего вала, вторая – от нижнего. Первая схема используется преимущественно в раздаточных коробках с блокированным приводом колес, т.к. на основном режиме движения при выключенном приводе колес переднего моста и включенной высшей передаче шестерни не участвуют в работе. Поэтому КПД таких раздаточных коробок очень высок, а требуемый ресурс шестерен и, следовательно, их размеры и масса могли бы быть очень малыми. Однако при включении переднего моста с возникновением циркуляции мощности шестерни раздаточной коробки оказываются в круге циркуляции и нагружаются дополнительным крутящим моментом. Это требует увеличения размеров шестерен и уменьшает выигрыш в размерах и массе, который мог бы быть получен. Отсутствие в раздаточной коробке промежуточного вала позволяет уменьшить ее размеры, массу и стоимость, увеличить КПД при включенном переднем ведущем мосте. Однако при этом требуется применение дополнительной зубчатой муфты и усложняется механизм управления. Применение такого конструктивного решения повлекло за собой вращение карданных валов в разные стороны, что учитывается соответствующей компоновочной схемой главных передач. Вообще же вращение карданных валов раздаточной коробки в разные стороны желательно, т.к. при этом уменьшается реактивный момент на ее корпусе.
Раздаточные коробки, выполненные по второй схеме, имеют постоянно работающее одно или даже два зацепления шестерен, что снижает КПД трансмиссии и увеличивает износ шестерен. Однако такая схема чаще всего используется при дифференциальном приводе, поскольку установка дифференциала на верхнем валу более сложна и требует дополнительных мероприятий по обеспечению его смазывания.
К достоинствам второй схемы следует также отнести то, что шестерни не нагружаются дополнительным моментом, если при заблокированном дифференциале возникает циркуляция мощности.
Еще одно преимущество выполненных по второй схеме раздаточных коробок состоит в том, что в них проще установить демультипликатор. В раздаточных коробках, построенных по первой схеме, это конструктивно более сложно.
Поскольку на автомобилях повышенной проходимости масса распределяется по ведущим мостам более или менее равномерно, к ведущим мостам необходимо подводить примерно одинаковые крутящие моменты. В этом случае при наличии дифференциального привода в раздаточных коробках автомобилей, имеющих колесную формулу 44, применяют симметричные межосевые дифференциалы. Если же на имеющем колесную формулу 44 автомобиле на задние колеса приходится заметно большая доля массы автомобиля, чем на передние (вследствие этого на задних колесах используется двойная ошиновка), или этот автомобиль имеет колесную формулу 66, то используются несимметричные дифференциалы. В таких случаях чаще всего крутящие моменты между выходными валами распределяются в отношении 1:2, т.е. на более загруженные колеса подается больший крутящий момент.

1.3 Дифференциалы
Дифференциал – это механическое устройство, которое передает крутящий момент с одного источника на два независимых потребителя таким образом, что угловые скорости вращения источника и обоих потребителей могут быть разными относительно друг друга. Такая передача момента возможна благодаря применению так называемого планетарного механизма. В автомобилестроении, дифференциал является одной из ключевых деталей трансмиссии.
Требования предъявляемые к дифференциалу.Идеальной конструкцией дифференциала с точки зрения динамических свойств была бы такая, при которой крутящий момент, снимаемый с коленчатого вала двигателя и передаваемый корпусом Д. к ведущим мостам автомобиля, был бы пропорционален силам сцепленийкаждого из колес с опорной поверхностью в различных условиях движения.
Основные требования, которые предъявляются к автомобильным Д., сводятся к следующему:

1. Кинематические свойства Д. не должны нарушать закономерностей качения ведущих колес при криволинейном движении автомобиля и отвечать условию W=(W+W)/2.
2. Автомобиль, оснащенный Д., должен отличаться легкой управляемостью. Сила трения, возникающая обычно внутри механизма вызывает стабилизирующий момент на колесах, для преодоления которого необходимо прикладывать к управляемым колесам некоторую силу, и чем эта сила меньше, тем легче управлять автомобилем.
3. Д. должен иметь постоянный механический КПД.
4. Конструкция Д. должна быть простой и приемлемой для массового производства.
5. Интенсивность изнашивания элементов Д. должна быть малой.

Классификация дифференциалов.Дифференциалы, применяемые в автомобилях, можно классифицировать следующим образом:В зависимости от назначения различают дифференциалы:межколесные, межосевые, межбортовые.
По конструктивной схеме Д. делятся на простые и сложные, а также симметричные и несимметричные. Учитывая степень автоматизации Д., можно выделить Д. без блокировки, с принудительной блокировкой, включаемой водителем, и самоблокирующиеся.
По конструкции Д. можно разделить на:

• дифференциалы малого трения (конические и цилиндрические);
• дифференциалы повышенного трения (с дисками трения,  кулачковые, с зубчатыми колесами);
• дифференциалы с гидравлическим сопротивлением, пульсирующие; дифференциалы (с переменным передаточным числом);
• самоблокирующиеся дифференциалы (с помощью  многодисковых муфт свободного хода или гидравлической муфты с вязкой жидкостью)

.По конструкции основных элементов Д. подразделяются на шестеренчатые, кулачковые и червячные. Шестеренчатые Д. представляют собой трехзвенный планетарный механизм с отрицательным значением кинематического параметра p=  (Z и Z числа зубьев полуосевых шестерен).Кулачковые и червячные Д. одновременно являются Д. повышенного трения. При введении в конструкцию шестеренчатых дифференциальных устройств, повышающих внутреннее трение, можно преобразовать их в Д. повышенного трения.
По характеру распределения крутящего момента между выходными валами Д. делятся на симметричные (крутящий момент распределяется поровну с параметром р= 1) и несимметричные крутящий момент между выходными валами распределяется в некотором отношении р, не равном единице.
Значение параметра р для несимметричного Д. выбирается близким к значению отношения весовых нагрузок на соответствующие ведущие мосты. Д. такого типа применяются, главным образом, как межосевые, а по конструкции - цилиндрические.
Коэффициент блокировки. Отношение момента на отстающем валу к моменту на забегающем валу характеризует распределение крутящих моментов между полуосями или мостами и называется коэффициентом блокировки .

В зависимости от типа дифференциала К=1...; К=1 при Мот=Мзаб, К=µµ => при Мзаб=0.
Увеличение коэффициента блокировки приводит к оптимальному использованию силы сцепления ведущих колес с грунтом, увеличению тяговой силы и улучшению проходимости автомобиля. Однако при высоких значениях К ухудшается управляемость автомобиля, возрастает износ шин, увеличивается нагрузка на одну из полуосей, снижается КПД передачи.
Симметричный конический дифференциал.
Симметричный конический дифференциал наиболее распространенный. Применяется на всех видах автомобилей.
Механизм дифференциала включает корпус, сателлиты и ось сателлитов или крестовину, полуосевые шестерни. Число сателлитов в Д. легковых автомобилей два, грузовых  четыре. В редких конструкциях встречаются три сателлита.
Можно считать, что для такого дифференциала К=1. К преимуществам простого дифференциала следует отнести: обеспечение устойчивости при движении по скользкой дороге и торможении двигателем благодаря равенству тангенциальных реакций на ведущих колесах; простоту устройства, малые размеры и массу, надежность, высокий КПД.Отрицательным качеством является ограничение проходимости. Симметричный цилиндрический дифференциал.
Симметричный цилиндрический Д. имеет большее число зубчатых колес, чем конический, более сложен в изготовлении, чем объясняется его сравнительно редкое применение в качестве межколёсного дифференциала.Симметричные межосевые дифференциалы. Симметричные межосевые Д., устанавливаемые между равнонагруженными мостами автомобилей, выполняют обычно коническими с возможностью блокировки с места водителя.
Самоблокирующиеся дифференциалы.
Из многочисленных конструкций пульсирующих Д. применение получил лишь шестеренчатый конический Д.. Шестеренчатый конический пульсирующий Д. включает в себя те же детали, что и простой конический Д. Отличие  в профиле зубьев. Коэффициент блокировки пульсирующего Д.  переменный (К<2...2,5). Недостаточная величина коэффициента блокировки, не обеспечивающая значительного повышения проходимости, является одной из причин, ограничивающих его применение, несмотря на то, что из всех конструкций самоблокирующихся Д. он самый простой и обладает высоким КПД. Следует также учитывать, что при вращении сателлита создается пульсация момента в трансмиссии, что также ограничивает допустимую величину коэффициента блокировки Д. Условия сборки пульсирующего Д. такие же, как у простого конического.
Дифференциалы свободного хода (обгонные).

Эти механизмы не всегда относят к Д., так как дни не подчиняются закономерностям устанавливаемым кинематическим уравнением дифференциала. В этом случае жесткая кинематическая связь между полуосями отсутствует.
Д. работает практически постоянно, что обусловлено наличием неровностей дороги, неравномерным износом шин, неодинаковой нагрузкой на колеса и другими факторами, поэтому крутящий момент передается в большинстве случаев через одно колесо. Это может стать причиной ускоренного изнашивания шин  интенсивность изнашивания зависит от передаваемого момента. Коэффициент блокировки Д. свободного хода К=Ґ, что позволяет передавать тяговое усилие на одно колесо, когда второе вывешено или когда одна полуось сломалась.
Дифференциалы повышенного трения.
Конструктивно могут выполняться различными: шестеренчатыми, шестерёнчатыми с фрикционными элементами червячными, кулачковыми (сухарными), гидравлическими. По рабочему процессу их можно разбить на три группы: с постоянным моментом трения, пропорциональным передаваемому моменту, с моментом трения пропорциональным квадрату разности угловых скоростей выходных валов. Шестеренчатый Д. с постоянным моментом трения.
Д. с постоянным моментом трения, создаваемым фрикционной муфтой, не имеют столь широкого применения, так как при небольшом моменте трения муфты они малоэффективны, а при большом блокируются в широком диапазоне нагрузок, что может вызвать ускоренное изнашивание шин.
Шестеренчатый дифференциал Torsen.
Дифференциал Torsen(от Torque Sensing  чувствительный к моменту) представляет собой шестерёнчатый дифференциал повышенного трения с коэффициентом блокировки, зависящим от передаваемого момента.

Существует три разновидности такого дифференциала:

1. Torsen Т-1 (или тип А)  дифференциал, в котором образуют гипойдные пары полуосевые шестерни и сателлиты. При этом каждая полуось имеет собственные сателлиты, которые попарно связаны с сателлитами противоположной полуоси обычным прямозубым зацеплением. Диапазон блокировки может достигать от 2.5 до 5.0.
2. Torsen Т-2 (или тип B)  дифференциал, в котором оси сателлитов параллельны между собой и параллельны полуосям. При этом парные сателлиты соединены между собой с внешней стороны солнечных шестерней. Такие дифференциалы имеют меньший диапазон блокировки(1.4...2.5), однако они более чувствительны к разнице передаваемого момента и срабатывают раньше(начиная, когда отношения моментов на полуосях становятся больше 1.4).
3. Torsen Т-3 (или тип С)  дифференциал, планетарная структура конструкции которого позволяет сместить номинальное распределение момента в пользу одной из осей.

Дифференциал Torsen имеет все преимущества вязкостной муфты и не имеет её недостатков:

• полностью механическое устройство, процесс блокировки происходит очень быстро в отличии от вязкостной муфты;
• работа дифференциала прямопротивоположна работе обычного симметричного дифференциала. Распределяет момент в пользу оси, которая имеет лучшее сцепление с дорогой;
• процесс блокировки имеет прогрессивную характеристику;
• дифференциал реагирует на разность моментов, и не пытается выровнять скорости вращения. Тем самым не создает сложностей для нормального функционирования антиблокировочной системы тормозов(ABS) и других систем.

Недостатком дифференциала Torsen является сложность его изготовления.
Червячный дифференциал.
Коэффициент блокировки этого Д., у которого момент трения пропорционален передаваемому через Д. моменту, постоянный и определяется выражением:
К=1/hh где  произведение КПД четырех червячных пар, находящихся в зацеплении при передаче крутящего момента от одной полуоси к другой, когда водило (корпус Д.) остановлено.
В выполненных конструкциях коэффициент блокировки часто был неоправданно высоким и доходил до К=20.
Червячный Д. сложный и дорогостоящий из всех типов Д. Он требует применения дефицитных материалов (сателлиты и червячные шестерни из оловянистой бронзы). В настоящее время применяется крайне редко.
Кулачковые дифференциалы (сухарные).
Кулачковые дифференциалы конструктивно могут выполняться с горизонтально и радиально расположенными сухарями. Сухари могут размещаться в один или два ряда. При однорядном размещении число кулачков на полуосевых элементах (звездочках) должно быть разным, при этом хотя бы один сухарь будет передавать усилие. При двухрядном размещении число кулачков одинаково, но один ряд сухарей относительно другого смещают на половину шага кулачков.Гидравлические дифференциалы.
В гидравлических Д. момент трения, как правило, зависит от квадрата разности угловых скоростей ведомых валов. Они могут применяться как межколесные, так и межосевые. Гидравлическим дифференциалам присущи некоторые недостатки, ограничивающие их применение: давление, создаваемое насосом должно быть высоким, что трудно осуществимо, гидравлические сопротивление зависит от температуры масла.
Предложенная мною конструкция раздаточной коробки хороша тем, что в ней присутствует дифференциал повышенного трения Torsen T-2, улучшающий некоторые характеристики автомобиля. Например, позволяет избежать кинематического рассогласования между ведущими колесами, вынужденными проходить разные пути и в тоже время сохраняет высокий коэффициент блокировки, который изменяется в зависимости от разности моментов на выходных валах раздаточной коробки. Применение такого дифференциала позволяет избежать циркуляции мощности, улучшить устойчивость и управляемость, и в тоже время сохранить тяговые свойства автомобиля на дорогах с непостоянным коэффициентом сцепления колёс с дорогой.
Также при установке данной раздаточной коробки на автомобиль, на котором установлены межколёсные дифференциалы повышенного трения такого же типа или другие, не требуется принудительная блокировка межосевого дифференциала, что удешевляет и упрощает конструкцию раздаточной коробки.
1.4 Определение раздаточной коробки.
1.4.1 Расчёт зубчатой передачи.В разделе «Тягово-скоростной и топливно-экономический расчет» были определены передаточные числа повышающей и понижающей передач раздаточной коробки. i =1,0
i =1,94
1. Блок нагружения.

S  пробег автомобиля;
Т  момент на валу колеса.
Tп=Temax·k·i·i=203·1.25·3.78·1.464=1404 Н·м
Т=203·1.464·3.78=1123 Н·м
Т=203·1.464·2.6=772 Н·м
Т=203·1.464·1.55=460 Н·м
Т=203·1.464·1.0=297 Н·м
Т=203·1.464·0.82=243 Н·м
2. Определение коэффициентов режима работы.
=()=0.011+0.03()+0.12()+0.24()+
+0.6()=0.04
=()=0.011+0.03()+0.12()+0.24()+
+0.6()=0.004
=()=0.011+0.03()+0.12()+0.24()+
+0.6()=0.001
3. Допускаемые контактные напряжения.
3.1 Суммарное число циклов из пробега.
N1===4.4810
N2===3.0610
3.2 Эквивалентное число циклов.
NHE1=N1=4.48100.04=1.7910
NHE2===1.2210
3.3 Базовое число циклов.
NHG1=340HRC+810=34060+810=1.310
NHG2=340HRC+810=34056+810=1.1710
3.4 Выбор материала.
Сталь 20ХН3А ГОСТ4543-71, термообработка  цементация.
Твёрдость: шестерня  58 HRC;
колесо  56 HRC.Из-за большей нагруженности материал шестерни большей твердости, чем материал колеса.
3.5 Коэффициенты долговечности.
ZN1= = =1.39
ZN2= = =2.13
3.6 Пределы контактной выносливости.
 Нlim1=21HRC=2158=1218 МПа
 Нlim2=21HRC=2156=1176 МПа
3.7 Коэффициенты запаса шестерни и колеса.
SH1=SH2=1.1
3.8 Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.
[]=ZVZRZX=1=1539 МПа
[]=ZVZRZX=1=2277 МПа
3.9 Расчётное допускаемое напряжение.За расчетное напряжение принимается меньшее из [] и [].
[]=1539 МПа
3.10 Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
=0.2; KH=KF=1.02
4. Определение основных геометрических размеров передачи.
4.1Начальный диаметр шестерни
dw1=770 =770 =94.54 мм
4.2 Расчётная ширина колеса.
bw2=0.2dw1=0.294.54=25 мм
4.3 Межосевое расстояние
a===116.47 мм
Принимаем межосевое расстояние а=117 мм.
5. Определение геометрии зацепления.
5.1 Модуль: m=(0.01...0.03)а=1.5...3.5
Выбираем модуль m=3.15
5.2 Число зубьев шестерни
Z1===28
5.3 Число зубьев колеса.
Z2=Z1u=281.464=41
5.4 Фактическое передаточное отношение.
u===1.464
5.5 Угол наклона зуба
=arccos()=arccos()=21.72
5.6 Осевой шаг
Px===26.73 мм
5.7 Коэффициент осевого перекрытия
===0.935
6. Диаметры зубчатых колёс.
6.1 Начальный диаметр
dw1===94.94 мм
dw2===139.02 мм
6.2 Диаметры выступов
da1=dw1+2m=94.94+23.15=101.24 мм
da2=dw2+2m=139.02+23.15=145.32 мм
6.3 Диаметры впадин
df1=dw12.5m=94.942.53.15=87.06 мм
df2=dw22.5m=139.022.53.15=131.14 мм
6.4 Коэффициент торцевого перекрытия
=[1.883.2(+)]cos21.72 =[1.883.2(+)]cos21.72 =1.568
6.5 Суммарный коэффициент перекрытия
=+=1.568+0.935=2.503
7. Скорость и силы в зацеплении.
7.1 Окружная скорость в зацеплении
V===16.03 м/с
7.2 Окружная сила
Ft===16.15 кН
7.3 Радиальная сила
F r=Ft·=16.15·=6.32 кН
8. Определение коэффициентов нагрузки.
8.1 Коэффициент внешней динамической нагрузки
Принимаем Ka=1;
8.2 Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении:
при скорости V=16.03 м/c и 8-ой степени точности.
KHV=1.51; KFV=2.29.
8.3 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:
===0.17, равен KH=KH=1.04
8.4 Уточнение коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев:
8.4.1 Суммарная погрешность основных шагов пары
f pb= f pb1+f pb2= 19+24=30.6
8.4.2 Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев:
по изгибуa=0.4
y=0
C=0.5·(Z1+Z2)=0.5·(28+41)=34.5
B=C·a·f pb=34.5·0.4·30.6=422.3
 по контактным напряжениям
y=0.5·(ya1+ya2)
ya1===2.49
ya2===3.26
y=0.5·(2.49+3.26)=2.87
B=C·(a·f pby)=34.5·(0.4·30.62.87)=323.26
Приведённые значения чисел зубьев шестерни и колеса
Zv1==35
Zv2==51
8.4.3 Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев:
KH=0.9+0.4 ·=
=0.9+0.4 ·=1.04
KF=0.9+0.4 ·=
=0.9+0.4 ·=1.02
8.5 Коэффициенты нагрузки:
KH=Ka·KHV·KH·KH=1·1.57·1.04·1.04=1.69
KF=Ka·KFV·KF·KF=1·2.29·1.04·1.02=2.42
9. Уточнение допускаемого контактного напряжения.
9.1 Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев при Ra=1.25, ZR=1.9.2 Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ZV=1.
9.3 Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса
при dw1700 мм, Zx=1.
Уточнения [] не требуется, ZVZRZx=1.
10. Определение допускаемого напряжения при расчёте на сопротивление усталости при изгибе.
10.1 Предел выносливости при изгибе по таблице
=950 МПа; =950 МПа.
10.2 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки Yz=1.
10.3 Коэффициент, учитывающий шлифование переходной поверхности Yg1=1; Yg2=1.1.
10.4 Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения Yd=1.
10.5 Коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки Ya=1.
10.6 Предел выносливости зубьев при изгибе
=·Yz·Yg1·Ya=950·1·1·1·1=820 МПа
=·Yz·Yg2·Ya=950·1·1.1·1·1=1045 МПа
10.7 Коэффициент запаса при изгибе SF1=1.55; SF2=1.55.
10.8 Эквивалентные числа циклов при изгибе
NFE1=N1·=4.48·10·0.004=1.79·10
NFE2=N2·=3.06·10·0.001=3.06·10
10.9 Коэффициент долговечности
YN1=1,1; YN2=1,1 т.к. NFE1,2  4·10.
10.10 Коэффициент, учитывающий градиент напряжений
Y=1.0820.172·lg m=1.0820.172·lg 3.15=0.994
10.11 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности YR=1.
10.12 Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса
YX1=1.050.000125·dw1=1.050.000125·94.94=1.04
YX2=1.050.000125·dw2=1.050.000125·139.02=1.03
10.13 Допускаемые напряжения по формуле
[]=·Y·YR·YX1=·0.994·1·1.04=696 МПа
[]=·Y·YR·YX2=·0.994·1·1.03=759 МПа
11. Расчётные коэффициенты.
11.1 Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев при х=0 ZН=2.44.
11.2 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Z===0.79
11.3 Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений при х=0
ZV1= 35 YFS1=2.42
ZV2= 51 YFS2=2.36
11.4 Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев
Y=1·=10.92·=0.83
11.5 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Y===0.63
12. Проверка на сопротивление усталости.
12.1 Проверка по контактным напряжениям
=190·ZH·Z· =190·2.44·0.79· =
=1332 МПа
[]=1539 МПа
Условие прочности выполняется.
12.2 Проверка по напряжениям изгиба
==288 МПа; ==322 МПа;
проверку ведём по шестерне.
=·YFS1·Y·Y=·2.42·0.83·0.63=628 МПа
  []=696 МПа
Условие прочности выполняется.
13. Проверка на прочность при максимальных напряжениях.
13.1 Допускаемые напряжения контактные напряжения.
[]=2.8·=2.8·682=1910 МПа
13.2 Допускаемые напряжения изгиба
[]=·Ygst1·Ydst·Yx1=·1.1·1·1.04=1045 МПа
13.3 Действительные контактные напряжения
=· =1332· 1.5=1631 МПа
 []=1910 МПа.
Условие прочности выполняется.
13.4 Действительные напряжения изгиба
=·=628·=942 МПа
 []=1045 МПа.
Условие прочности выполняется.

1.4.2 Определение вала привода моста переднего

Все радиальные силы от зацепления воспринимают подшипники корпуса дифференциала, на приводной вал действует только тангенциальная сила, следовательно, изгиба вала в вертикальной плоскости нет, и он считается только на кручение.
Максимальное напряжение:
=;
Максимальный момент:
Tмах=Temax·i·i0.5=203·3.78·1.940.5=744 Н·м
Wр  момент инерции сечения, Wр=0.2d=0.20.025=3.1210
==238 МПа
Коэффициент запаса по текучести. Материал Сталь 35Х ГОСТ 4543-71, []=440 МПа; =298 МПа
n===1.85
Условие прочности выполняется.
Коэффициент снижения предела выносливости:
К=(+1)=(+1)=2.45
==0.5=0.560=30 МПа
Суммарное число циклов из пробега:
N=4.4810
Эквивалентное число циклов:
N=N=4.48100.04=1.7910
Коэффициент долговечности:
К= = =1.102
=К=301.1=33 МПа
Коэффициент запаса по усталосному разрушению:
n===3.73  [n]=2.5
Условие прочности выполняется.
1.4.3 Определение вала привода моста заднего

Все радиальные силы от зацепления воспринимают подшипники корпуса дифференциала, на приводной вал действует только тангенциальная сила, следовательно, изгиба вала в вертикальной плоскости нет, и он считается только на кручение.
Максимальное напряжение:
=;
Максимальный момент:
Tмах=Temax·i·i0.5=203·3.78·1.940.5=744 Н·м
Wр  момент инерции сечения, Wр=0.2d=0.20.025=3.1210
==238 МПа
Коэффициент запаса по текучести. Материал Сталь 35Х ГОСТ 4543-71, []=440 МПа; =298 МПа
n===1.85
Условие прочности выполняется.
Коэффициент снижения предела выносливости:
К=(+1)=(+1)=2.45
==0.5=0.560=30 МПа
Суммарное число циклов из пробега:
N=4.4810
Эквивалентное число циклов:
N=N=4.48100.04=1.7910
Коэффициент долговечности:
К= = =1.102
=К=301.1=33 МПа
Коэффициент запаса по усталосному разрушению:
n===3.73  [n]=2.5
1.4.4 Расчет реакций на опорах корпуса дифференциала

Силы в зацеплении.
Окружная сила:
F===16.22 кН
Радиальная сила:
F=F=16220=6.35 кН
Осевая сила:
F=Ftg =16220tg 21.72=6.46 кН
Уравнение равновесия:
М=0
H(90 + 26) F47.5 F26=0
H===4.07 кН
 Y(90 + 26) + F26=0
Y===3.64 кН
М=0
 H(90 + 26)  F47.5 + F90=0
H===2.28 кН
Y(90 + 26)  F90=0
Y===12.58 кН
Реакции опор:
R= H + Y= 4.07 + 3.63=5.45 кН
R= H + Y= 2.28 + 12.58= 12.78кН
F=F=6.46 кН
1.4.5 Расчёт подшипников корпуса дифференциала и валов приводных
Правая опора.
Расчётная динамическая нагрузка:
F=RVkkk;
V  коэффициент вращения, V=1;
k  коэффициент безопасности, k=1.3;
k  температурный коэффициент, k=1;
k  коэффициент нагрузки, k=0.38.
F=12.7811.310.38=6.31 кН
Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника:
С=FL С
С  динамическая грузоподъёмность подшипника.
L===132 млн. об.
С=6.31132=27.3 кН  С=45.7 кН
Выбираем роликовый цилиндрический радиальный подшипник
№42210 ГОСТ 8328-75.
Левая опора.
Расчётная динамическая нагрузка:
F=(XVR+ YF)kkk
Отношение осевой и радиальной нагрузок:
==1.185  е =0.34
Коэффициенты радиальной и осевой динамических нагрузок:
Х=0.56; Y=1.31
V  коэффициент вращения, V=1;
k  коэффициент безопасности, k=1.3;
k  температурный коэффициент, k=1;
k  коэффициент нагрузки, k=0.38.
F=(5.4510.56 + 1.316.46)1.310.38=5.69 кН
Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника:
С=FL С
С  динамическая грузоподъёмность подшипника.
L===132 млн. об.
С=5.69132=32.13 кН  С=57.2 кН
Выбираем шариковый радиально-упорный подшипник
№118 ГОСТ 8338-75.
Подшипники валов привода ведущих мостов выбираем, исходя из посадочных диаметров, так как на них не действуют силы от зацепления, следовательно реакции на них малы.Опора вала привода переднего моста.
D=72 мм
d=30 мм
В=19 мм
C=28.1 кН
C=14.6 кН
Подшипник шариковый радиально-упорный
№50306 ГОСТ 2893-82.
Опора вала привода заднего моста.
D=62 мм
d=30 мм
В=24 мм
C=15.6 кН
C=6.2 кН
Подшипник шариковый двухрядный
№1506 ГОСТ 28428-90.
1.4.6 Определение шлицев включения передачи повышающей
1. Материал зубчатого венца  сталь 12ХНЗА ГОСТ 4543-71.
=682 МПа.
2. Шлицы эвольвентные Эв.98423.
3. Расчёт на смятие.
=;
SF  суммарный удельный статический момент площади рабочих поверхностей относительно оси вала.
SF=0.5dсрhz;
kсм  коэффициент концентрации нагрузки при смятии;
l  рабочая длина шлица;
dср  средний диаметр шлица;
h  высота шлица;
z  число шлицев;
kсм=kзkпрkп
kз=1;
kпр=2.5;
kп=1.2;
l=6 мм;
dср=93.6 мм;
h=3.2 мм;
z=23 мм.
kсм=12.51.2=3
SF=0.5dсрhz=0.50.09360.003223=0.00344
==139 МПа
[]===162.38 МПа
 []  условие прочности выполняется.
4. Расчёт на износостойкость.
=;
kизн=kkпр=13.4=3.4
k=1;
kпр=3.4;
==158 МПа
[]===235 МПа
  []  условие износостойкости выполняется.
1.4.7 Определение дифференциала
1. Проектирование сателлитов и зубчатых колёс выходных валов.
1.1 Модуль m=2.25
1.2 Число зубьев сателлита и колеса соответственно Z1=6 и Z2=16
1.3 Угол наклона зубьев =27
1.4 Коэффициенты смещения:
Из условия отсутствия подрезания зуба на шестерне и колесе
x x ; x  x
x=10.0801Z1=10.08016=0.519
x=10.0801Z2=10.080116= 0.281
Выбираем
x=0.519; x=0.5.
1.5 Коэффициент суммы смещений.
x=x+x=0.519+0.5=1.019
1.6 Угол зацепления
inv =inv  + =inv 20 + =0.04862
Угол  находим по таблицам эвольвентной функции
=29.111
1.7 Межосевое расстояние
a===29.876 мм
1.8 Делительные диаметры
d1===15.15 мм
d2===40.4 мм
1.9 Делительное межосевое расстояние
a===27.77 мм
1.10 Коэффициент воспринимаемого смещения
y===0.936
1.11 Коэффициент уравнительного смещения
y=xy=1.019  0.936=0.083
1.12 Диаметры начальных окружностей
dw1===16.27 мм
dw2===43.46 мм
Проверка вычислений
a===29.87 мм
1.13 Диаметры вершин зубьев
da1=2m( + h+ x y)=22.25( + 1 + 0.519  0.083)=19.96 мм
da2=2m( + h+ x  y)=22.25( + 1 + 0.5  0.083)=42.38 мм
1.14 Диаметры впадин
df1=2m( + x h  c)=22.25( + 0.519  1  0.25)=10.21 мм
df2=2m( + x  h  c)=22.25( + 0.5  1  0.25)=32.62 мм
1.15 Диаметры основных окружностей
db1=d1cos =15.15cos 20 =14.24 мм
db2=d2cos =40.4cos 20 =37.96 мм
1.16 Коэффициент перекрытия
Торцевого перекрытие: =0.522
Осевое перекрытие:
===1.413
Коэффициент перекрытия:
= + =0.522+1.413=1.935
2. Расчёт на прочность

2.1 Расчётная окружная сила.
F=; Tmax=MemaxKii=2031.23.78
1.94=1786 Нм
dсат  диаметр, на котором расположены сателлиты, dсат=59.75;
k  количество сателлитов.
Ft==7.5 кН
2.2 Материал  сталь 20ХНЗА ГОСТ 4543-71.
Вид термообработки - цементация, твёрдость шестерни 60 HRC
колеса 58 HRC.
2.3 Допускаемые напряжения
 на контакт  []=2552 МПа
 на изгиб  []=1600 МПа
2.4 Контактные напряжения.
2.4.1 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Z===1.38
2.4.2 Коэффициент, учитывающий форму зубьев
ZH===2.57
2.4.3 Расчётные контактные напряжения
=190·ZH·Z· =1902.571.38
 =2214 МПа
  []=2552 МПа
Условие прочности выполняется.
2.5 Напряжения изгиба.
2.5.1 Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию
напряжений при х=0.519 и х=0.5
Z1=6 YFS1=2.48
Z2=16 YFS2=2.23
2.5.2 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Y===1.91
2.5.3 Расчётные напряжения изгиба
=·YFS1·Y·Y=·2.48·1·1.91=1077 МПа
  []=1600 МПа
Условие прочности выполняется.
2.6 Условия.
2.6.1 Условие сосности выходной шестерни и корпуса
дифференциала.
k  количество сателлитов;
А  целое число.
Условие соосности выполняется.
2.6.2 Условие сборки  проверка не требуется.
2.6.3 Условие соседства  проверка не требуется.
2.7 Давление на опорных поверхностях сателлитов и корпуса
дифференциала.
2.7.1 Осевая сила:
F=Ftg =7500tg 27 =3.82 кН
Давление:
== = 56 МПа  []= 70 МПа
Условие выполняется.

1.5 Описание и оценка систем тормозных автомобиля
Для работы автомобиля характерно достаточно частое изменение скорости его движения как по направлению, так и по величине, что достигается включением тормозного управления или изменением режима работы двигателя.
Если схематизировать движение автомобиля, то основными фазами этого процесса будут разгон, движение с постоянной скоростью, выбег или движение накатом и торможение. Очевидно, фазы разгона и движения с постоянной скоростью требуют подвода энергии к колесам автотранспортного средства от его двигателя.
Для фаз выбега и торможения характерно поглощение кинетической энергии движущегося автомобиля. Во время выбега эта энергия поглощается за счет сопротивления качению колес, сопротивления воздуха и т.п. Эти факторы органически присущи автомобилю как машине и поэтому могут быть названы естественными сопротивлениями движению. Создаваемое ими замедление невелико.
В связи с этим уже на первых автомобилях стали применять специальные устройства, призванные создавать искусственное сопротивление движению, которое можно было бы целенаправленно изменять. Применение этих устройств и обеспечивает фазу торможения, которая представляет собой создание и изменение искусственного сопротивления движению автотранспортного средства или удержание его неподвижным относительно опорной поверхности.

Так как работа автотранспортных средств по сути своей заключается в движении, то и торможение, связанное с регулированием скорости движения, очевидно, следует называть рабочим. Соответственно, стояночным называют торможение, целью которого является удержание автотранспортного средства неподвижным относительно опорной поверхности.
Следует отметить, что рабочее торможение не всегда связано с уменьшением скорости автомобиля, хотя подобных торможений подавляющее большинство. Тормоза позволяют, например, двигаться с постоянной скоростью на уклоне или даже увеличивать скорость с ускорением меньшим, чем то, которое было бы достигнуто при движении по уклону с выключенными тормозами.
Рабочие торможения можно различать по их интенсивности. Так, торможение, целью которого является максимально быстрая остановка автотранспортного средства, называют экстренным.
Экстренное торможение, совершенное по причине аварии, можно называть аварийным. Остальные рабочие торможения принято называть служебными.
По своему конечному результату торможения делятся на полные и частичные.
Полным называется торможение, в результате которого автотранспортное средство останавливается. При частичном торможении автотранспортное средство меняет свою скорость в пределах, отличных от нуля.
Специфической разновидностью рабочих торможений является торможение двигателем. Этот процесс относится к торможениям, так как состоит в искусственном увеличении естественных сопротивлений движению путем подключения к ним механических и насосных потерь в двигателе. Особенно эффективно осуществлять торможение двигателем на уклоне, когда длительная работа колесных тормозов может вызвать их перегрев.
Тормозной системой автотранспортного средства называется совокупность устройств, предназначенных для осуществления торможения. В свою очередь, совокупность тормозных систем целесообразно называть тормозным управлением. Тормозное управление делится на четыре тормозные системы:

1. рабочая тормозная система, предназначенная для регулирования скорости автотранспортного средства в любых условиях движения;
2. запасная тормозная система, которая служит для остановки транспортного средства в случае отказа рабочей тормозной системы;
3. стояночная тормозная система, назначение которой – удерживать транспортное средство неподвижным относительно дороги;
4. вспомогательная тормозная система, предназначенная для длительного поддержания скорости автотранспортного средства постоянной или для ее регулирования в пределах, отличных от нуля.

Для большинства современных автотранспортных средств роль вспомогательной системы с успехом играет двигатель, работающий в тормозном режиме. На большегрузных автомобилях, автобусах и прицепах для этих же целей применяются специальные тормозные устройства, называемые замедлителями.
Любая тормозная система состоит из источника энергии и одного или нескольких тормозных механизмов.
Источником энергии называется совокупность устройств, предназначенных для обеспечения тормозной системы энергией, необходимой для торможения. Понятие источника энергии в достаточной степени условно. Ясно, что компрессор, являющийся источником энергии в пневматических тормозных системах, на самом деле всего лишь преобразует энергию вращения коленчатого вала двигателя в энергию сжатого воздуха.
Иногда применяется несколько источников энергии. Так, на некоторых легких автомобилях источником тормозной энергии служат мускульная сила водителя и двигатель, обеспечивающий разрежение в вакуумном усилителе.
Тормозным приводом называется совокупность устройств, предназначенных для передачи энергии от ее источника к тормозным механизмам и управления этой энергией в процессе ее передачи с целью осуществления торможения.
Функции тормозного управления чрезвычайно важны и разнообразны. Одной из важнейших функций современных тормозных приводов рабочих тормозных систем следует считать разделение энергопотока на несколько контуров. Контуром привода называется независимая его часть, оставшаяся работоспособной при выходе из строя остальной части привода.
Применение двухконтурных приводов значительно повышает надежность тормозного управления.
Тормозным механизмом называется устройство, предназначенное для непосредственного создания и изменения искусственного сопротивления движению автотранспортного средства. Современные рабочие, запасные и стояночные тормозные системы используют в качестве тормозных механизмов фрикционные устройства, где искусственное сопротивление создается за счет регулируемого трения вращающихся и неподвижных частей.
Тормозными механизмами вспомогательных тормозных систем являются или двигатель автомобиля, или автономный замедлитель.
Современные требования к тормозному управлению.Основные требования к тормозному управлению автомобиля:

1. Высокая эффективность. Оценивается расстоянием, пройденным автомобилем за время торможения и обеспечивается небольшим временем срабатывания тормозного управления, достаточной величиной тормозных моментов и правильным распределением тормозных сил между передними и задними колёсами.
2. Обеспечение устойчивости автомобиля при торможении. Достигается за счёт синхронности срабатывания тормозных механизмов и равенства тормозных сил по бортам автомобиля.
3. Высокая стабильность тормозных моментов.
4. Обеспечение пропорциональности между управляющим усилием водителя и тормозным эффектом на всех режимах торможения и растормаживания.
5. Удобство управления. По действующим нормам расчётное замедление автомобиля должно обеспечиваться при усилии на педаль, не превышающем 500 Н для легковых и 700 Н для грузовых автомобилей.
6. Повышенная надёжность. Так как тормозное управление играет определяющую роль в обеспечении активной безопасности транспортного средства, должно быть гарантировано сохранение работоспособности ряда его элементов в течение всего срока службы автомобиля, независимо от условий эксплуатации.

Также рабочая тормозная система должна действовать на все колеса автотранспортного средства, ее действие должно быть плавным, а распределение этого действия по осям – рациональным. Последнее требование может быть изложено следующим образом. У любого двухосного автотранспортного средства и при всех допустимых нагрузках передние колеса должны блокироваться раньше задних, в том случае, если отношение замедления автомобиля к ускорению свободного падения лежит в следующих пределах:
 для подкатегории М1  0,15-0,8;
 для остальных (кроме городских автобусов)  0,15-0,3.
Это означает, что опережающее блокирование передних колес предписывается легковым автомобилям на всех дорогах, а прочим указанным автотранспортным средствам – только на скользких.

Привод рабочей тормозной системы должен иметь не менее двух контуров. Каждый контур рабочих тормозов должен при отказе остальных контуров обеспечивать торможение с эффективностью, не меньшей 30% нормы, предписанной для всей рабочей тормозной системы.
В целях безопасности каждый контур рабочей тормозной системы, использующей посторонний источник энергии (кроме вакуумного) должен иметь автономный аккумулятор энергии. Отказ какого-либо контура не должен мешать источнику снабжать энергией неповрежденные контуры.
Запас энергии в аккумуляторах должен быть таким, чтобы без его пополнения после восьми максимально интенсивных торможений девятое можно было бы осуществить с эффективностью предписанной для запасных тормозных систем.
Требования к стояночным и вспомогательным тормозным системам.
Основным требованием к стояночной тормозной системе является требование надежности: она должна вне зависимости от присутствия водителя обеспечивать автотранспортному средству неподвижность на подъеме и спуске. Специфичность этих требований очевидна. Стояночная тормозная система не может обойтись без аккумулятора энергии, причем расхода энергии в процессе стояночного торможения быть не должно. Воздух и тормозная жидкость для этих целей не годятся, так как вероятность утечек и отказов в пневматических, вакуумных и гидравлических приводах всегда достаточно велика. Поэтому современные регламенты разрешают использовать воздух или жидкость для затормаживания стояночного тормоза, т.е. для приложения нужного усилия.
Однако дальнейшее поддержание этого усилия по величине должно осуществляться исключительно за счет упругой деформации какого-либо твердого тела, например тросов и тяг.

Специфика стояночной тормозной системы требует, чтобы ее орган управления и передаточный механизм привода были независимы от рабочей тормозной системы.
Часто стояночный тормоз выполняет функции запасной тормозной системы. В этом случае его конструкция должна быть такой, чтобы можно было бы плавно и быстро останавливать автомобиль, едущий с большой скоростью. В любом случае управление стояночной тормозной системой одиночного автомобиля или автопоезда должно осуществляться с рабочего места водителя.
Структура и классификация тормозных механизмов.Фрикционные тормозные механизмы отличаются чрезвычайным многообразием. Их классификация ведется в основном по типу контртел.
Тормозные механизмы, у которых ротор имеет цилиндрическую рабочую поверхность называются барабанными, если трение происходит на внутренней поверхности ротора, и шкивными  если на наружной. Тормоз, имеющий ротор с плоской рабочей поверхностью, называется дисковым. Ранее в тормозных системах применялись и конические роторы.
По типу второго контртела тормозные мезанизмы подразделяются на колодочные и ленточные. В колодочных тормозах выполненная из специального фрикционного материала накладка крепится на жесткой колодке, которая и прижимает накладку к ротору. В ленточных тормозных механизмах к ротору прижимается гибкая лента, облицованная фрикционным материалом.
В современном автомобилестроении наиболее широко применяются дисковые колодочные тормозные механизмы, выгодно отличающиеся компактностью, высокой эффективностью и стабильными характеристиками. В них используются различные приводные устройства, конструкция которых зависит от типа тормозного механизма и привода. В тормозных механизмах, работающих с гидравлическим приводом, таким устройством является обычно непосредственно исполнительный орган привода – колесный тормозной цилиндр. При пневматическом приводе тормозные механизмы имеют механические кулачковые и клиновые приводные устройства. По типу регулировочного устройства автомобильные тормоза делятся на механизмы с ручной и автоматической регулировкой зазоров во фрикционной паре.

Дисковые тормозные механизмы можно классифицировать  по типу вращающейся детали: различают механизмы с вращающимся диском и с вращающимся корпусом. Последние применяются чрезвычайно редко. Тормозные механизмы с вращающимся диском отличаются способом установки невращающейся детали:
 механизм с неподвижной скобой;
 механизм с плавающей скобой.
Основным преимуществом дисковых тормозных механизмов является высокая стабильность создаваемого момента. Диск, охватываемый колодками примерно на 15-20% своей площади, эффективно контактирует с охлаждающим воздухом. При этом, в отличии от барабанных тормозных механизмов, с воздухом контактирует именно тот слой тела диска, который нагревается в наибольшей степени.
Плоская форма диска не требует большого зазора между ним и
колодками в расторможенном состоянии, что позволяет получить малое время срабатывания тормозного механизма.
Размеры и масса колодок очень малы, что позволяет не применять специальных возвратных пружин. Отвод колодок при снятии приводного усилия осуществляется за счёт естественного торцевого биения диска.

Однако, существенно меньшая площадь накладок дисковых тормозов о сравнению с площадью накладок аналогичных по параметрам барабанных, приводит к тому, что кинетическая энергия затормаживаемого автомобиля преобразуется в тепло на меньшей площади, в результате чего рабочая температура дисковых тормозов оказывается заметно выше , чем барабанных. Для дополнительного охлаждения диска его часто делают вентилируемым, с внутренними радиальными каналами.
Высокая рабочая температура дисковых тормозов сочетании с большим давлением в контакте "накладка  диск" требует применения специальных фрикционных материалов, более высокого качества резинотехнических изделий и рабочей жидкости. Для уменьшения теплопередачи в жидкость поршень дисковых тормозов почти всегда выполняется в виде стакана, обращенного краями к колодке. Иногда поршни изготавливаются из полимерных материалов.
Так же к общим недостаткам дисковых тормозных механизмов относится несколько меньший тормозной момент, создаваемый ими при прочих равных условиях, по сравнению с барабанными тормозами. Для смягчения указанного недостатка увеличивают силу прижатия колодок к диску путём увеличения диаметра цилиндра. Больший диаметр цилиндра приводит к необходимости подавать в цилиндр при торможении больший объем при том же ходе педали, чем уменьшает передаточное число тормозного привода.
Ещё один недостаток дисковых тормозных механизмов заключается в их недостаточной защищённости от грязи. Возможности устранения этого недостатка ограниченны, так как всякого рода чехлы и щитки неизбежно ухудшают обдув диска воздухом. Особенно плохо обстоит дело с задними тормозными механизмами, постоянно подвергающимися воздействию пыли, поднятой передними колёсами. В дисковых механизмах из-за недостаточности конструктивного объёма, определяемого малыми размерами колодок, и необходимости обеспечения высокой жёсткости скобы бывает трудно создать независимый механический привод стояночной системы. Поэтому широко используются смешанные системы, в которых задние колёса снабжаются барабанными тормозами, а предние  дисковыми. В первую очередь это относится к легковым автомобилям, особенно к переднеприводным, у которых вследствие меньшей величины вертикальной реакции колёс к задним тормозным механизмам не предъявляется требования высокой энергоёмкости.
В тех конструкциях, где дисковый тормозной механизм всё же используется как в качестве рабочего, так и в качестве стояночного, наиболе часто привод стояночной системы воздействует не на колодки , а на поршень гидравлического привода.

Более совершенной является конструкция тормозного механизма с плавающей скобой. Основные его преимущества по отношению к механизму с неподвижной скобой:

• меньшая масса;
• компоновочные достоинства(отсутствие второго цилиндра даёт возможность сместить механизм внутрь колеса, что облегчает получение отрицательного плеча обкатки);
• меньшая температура тормозной жидкости(из-за отсутствия закрытого колесом второго цилиндра);

Но механизмы с плавающей скобой так же не лишены недостатков. Определённые трудности вызывает обеспечение скольжения скобы. С одной стороны, она должна скользить с минимальным трением для обеспечения одинаковой силы прижатия и собственного перемещения внутрь по мере изнашивания наружной накладки. С другой стороны, скоба не должна свободно болтаться вдоль направляющих под действием вибраций.
Ещё одним недостатком тормозных механизмов с плавающей скобой является сложная форма грязезащитного чехла, обусловленная тем, что он, располагаясь в весьма малом конструктивном объёме, должен иметь большое удлинение, вызываемое большим ходом поршня.
Автоматическая регулировка зазоров в тормозных механизмах позволяет сократить объём технического обслуживания и повысить стабильность регулировок. Механизм автоматической регулировки зазора в дисковых тормозных механизмах представляет следующее: при движении поршня внутренняя часть манжеты, увлекаемая силой трения, за счёт упругой деформации в осевом направлении сместится на величину зазора "а". Размер "а" в дисковых тормозных механизмах равен зазору между колодкой и диском( при плавающей скобе "а" равняется сумме двух зазоров). Если зазор между колодкой и диском превышает величину "а", то после перемещения поршня на величину "а" начнётся его скольжение относительно манжеты. При падении в тормозном приводе давления жидкости манжета своей упругостью вернет поршень назад только на величину "а".
Описанный способ автоматической регулировки требует повышенных значений между колодкой и диском. Это объясняется тем, что величина зазора, необходимая для чистого растормаживания механизма небольшая. Небольшая величина зазора обуславливает небольшой ход поршня рабочего цилиндра при служебном торможении. При экстренном торможении перемещение колодок и поршня заметно увеличиваются. Это происходит вследствие увеличения упругих деформаций колодок, накладок, диска. Если назначить величину зазора "а" исходя из особенностей служебного торможения, то после экстренного торможения при увеличенном ходе колодки полного растормаживания не произойдёт.

1.6 Расчёт механизма тормозного
1.6.1 Расчёт переднего механизма тормозного прирабочем торможении

1.1 Реакции на колёсах при торможении автомобиля.
Т2=0
Pjhg+MagL2RL=0
При Pj=Mag;
  коэффициент сцепления колёс с дорогой, =0.8
R=Mag=25309.8=18.078 кН
R=Mag=25309.8=6.716 кН
1.2 Определение максимально возможных моментов трения передних и задних колёс:
МТК1===2531 Нм
МТК2===940 Нм
1.3 Определение максимального усилия прижатия накладки к диску.
Наружний и внутренний радиусы фрикционной накладки принимаются из конструкционных соображений и определяются размерами колёс автомобиля, ступицы и диска.
R=147 мм
R=101 мм
D=294 мм  диаметр диска.
Эффективный радиус трения:
R===125 мм
Нормальная сила прижатия накладки к диску:
N===28.122 кН
  коэффициент трения.
1.4 Проверка дискового тормоза по давлению на накладку:
[P]2.53.5 МПа  для дисковых тормозов открытого типа.
P===2.8 МПа  [P]  условие выполняется.
1.6.2 Расчет прироста температуры за одно торможение
t=;
Где, С=0.510  теплоёмкость чугуна;
md=(Rr)b  масса диска, участвующая непосредственно в поглощении тепла.
b=0.024 м  толщина диска;
=7200 кг/м  плотность чугуна.
md=3.14(0.1470.101)0.0247200=6.185 кг
t==93С  [t]=150C
Условие выполняется.
1.6.3 Определение температуры предельной при торможении циклическом
Наиболее напряжённый режим работы тормозных механизмов устанавливается в процессе циклического торможения и при продолжительных спусках на горных участках дорог.
Где: Т=20С  температура окружающей среды;
E  энергия, выделяемая при торможении со скорости
V= 120 км/ч до V=60 км/ч;
Е===1054000 Дж
Gd=94 Н  вес тормозного диска;
=2.6  соотношения сил, развиваемых задними и передними тормозами при =0.8;
k=0.8  доля общей энергии торможения, рассеиваемая тормозным диском;
А=427  механический эквивалент теплоты;
Cd=0.125  удельная теплоёмкость чугуна;
t=45 с=0.75 мин  время между двумя торможениями;
b=0.17  фактор охлаждения.
T=20+=491С  Ткр
Для современных фрикционных пар критическая температура Ткр=600С.
1.6.4 Расчет диаметров цилиндров рабочих
Пусть для обеспечения замедления j=8 м/с усилие на педали РВК=300 Н. Принимаем для расчёта, что давление при этом
Р=7 МПа.
Отсюда передаточное число педали:
Где, FГЦ===6.1510м;
СУС=2.3  коэффициент усиления усилителя.
i==6.24
Суммарная площадь поршня рабочего цилиндра:
FРАБ. ЦИЛ.===0.00402 м
Диаметр поршня:
d РАБ. ЦИЛ= = =0.07156 м
В качестве переднего тормозного механизма принимаем двухцилиндровый дисковый тормоз с "плавающей" скобой.
Диаметр одного поршня  dп=40 мм.
1.8 Определение необходимой толщины стенки колёсного цилиндра:
=150 МПа  напряжение разрыва;
dп  диаметр поршня в мм.
l=34 мм  длина торца колодки;
=3.5 мм  толшина торца.
==170 МПа[]=340 МПа
1.6.5 Расчет проверочный болтов крепления скобы на срез:
r=91 мм  радиус расположения болтов;
d=12 мм  диаметр болтов;
n=2  количество болтов.
==61.5 МПа[]=70 МПа
Условие прочности выполняется.
1.6.6 Расчёт контура аварийного
В соответствии с ГОСТ 22895-77 "Тормозные системы автотранспортных средств. Технические требования" запасная тормозная система должна обеспечивать замедление j не менее 3 м/с при усилии на педали не более РВХ1=500 Н.
Максимальное давление в переднем тормозе:
РMAX П===11.67 МПа
При работе только аварийного контура максимальная тормозная сила на переднем колесе определяется по формуле:
РТ MAX К=K;
FЦ РАБ=1.25610м  площадь поршня переднего тормоза;
При давлении в аварийном контуре РMAX П=11.67 МПа передние колёса будут заблокированы, коэффициент сцепления снижается на 15%, отсюда К=0.85.
РТ MAX К=0.85=32.04 кН
Максимальное замедление, обеспечиваемое запасной системой:
j===2.53 м/с
Следовательно, j меньше j, конструкция тормозных механизмов и привода не удовлетворяет требованиям ГОСТа.