6.1.5. Розрахунок диференціала.

На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обґрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему .

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

де - внутрішнє передаточне число диференціала;

- коефіцієнт блокування.

В залежності від типу і конструкції диференціала:

- для диференціалів з малим внутрішнім тертям;

- для диференціалів підвищеного тертя;

- для самоблокованих диференціалів.

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:

(6.23)

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

Ζ₁ – кількість зубців сателіта (Ζ₁=10…14);

К- динамічний коефіцієнт (К=1,2…1,16);

- максимальний крутний момент двигуна;

- коефіцієнт запасу зчеплення;

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

- коефіцієнт блокування диференціала;

- коефіцієнт форми зубців (визначається за еквівалентним числом зубців Ζ_пр=Ζ₁/cosза табл.6.2 при cos=1 – для прямозубих коліс);

=коефіцієнт навантаження =1,8…3,2);

- коефіцієнт ширини (=4,2…6);

=700…900МПа – допустима напруга згину зубців сателітів.

Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім’яття та зріз.

Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:

d,

де - коефіцієнт запасу зчеплення;

M - максимальний крутний момент двигуна;

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

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;

g-кількість сателітів;

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

- припустима напруга зім’яття МПа - для легкових;МПа – для вантажних автомобілів).

Одержане значення d_ш 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.

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

ГПа

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

Е – модуль пружності першого роду;

l – довжина контактуміж плунжерами і обіймами;

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

Значення Ν₁₍₂₎, l,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 дотику.

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