Расположение торсионной балки под кузовом может быть как продольное, так и поперечное. В большинстве своём продольное расположение торсионов применяется на крупных и тяжелых автомашинах. На легковой технике чаще используются компактные поперечные торсионы задней подвески. В обоих случаях торсионная подвеска предназначена для решения следующих задач:
· обеспечение плавного хода автомобиля;
· максимальное поглощение механических колебаний колёс и рамы;
· стабилизация положения управляемых колёс;
· регулировка угла крена на поворотах.
Центральная (главная) передача, дифференциал, механизм поворота, конечные передачи (колесные редукторы), блокировочные устройства, полуоси. Требования к центральной (главной) передачи. Дифференциалы: простые и двойные дифференциалы.
Главная передача служит для увеличения общего передаточного числа и передачи вращающего момента через дифференциал (или механизм поворота) и конечные передачи к ведущим колесам трактора (автомобиля).
По числу пар зубчатых колес различают одинарные и двойные главные передачи, а по конструкции — конические со спиральными зубьями, гипоидные и цилиндрические.
Дифференциал представляет собой планетарный механизм, предназначенный для распределения вращающего момента между ведущими полуосями трактора или автомобиля и обеспечения вращения ведущих колес с различной частотой при движении по кривой или неровностям пути. На повороте, неровном пути ведущие колеса совершают движение по дугам разной длины. Если бы оба колеса были расположены на общем валу, то их движение сопровождалось бы скольжением, износом шин и поломками. Поэтому ведущие колеса устанавливают на отдельных валах — полуосях, соединенных дифференциалом.
Конечные передачи представляют собой одно — или двухступенчатый редуктор с большим передаточным числом зубчатых передач. Шестерни конечных передач располагаются в корпусе заднего моста ТС
Требования, предъявляемые к главной передаче:
• оптимальное значение передаточного числа;
• высокий КПД;
• низкий уровень шума;
• небольшие вертикальные размеры (как правило, именно нижняя
точка картера главной передачи определяет величину дорожного просвета).
По числу ступеней преобразования передаточного числа главные передачи делятся на одинарные и двойные
Существуют две наиболее характерные конструкции дифференциалов с фрикционными муфтами. В первом применяют одну, во втором - две муфты. В первом случае фрикционная дисковая муфта введена между одной из полуосей и коробкой дифференциала. Бронзовые диски установлены в шлицах гильзы, связанной с коробкой дифференциала, стальные диски сидят на шлицах полуоси. Диски прижимаются друг к другу пружинами. Когда оба колеса испытывают одинаковое сопротивление, весь дифференциал вращается как одно целое и трение в муфте отсутствует.
Вторая конструкция представляет из себя дифференциал повышенного трения с двойными фрикционными муфтами, получивший широкое распространение на американских автомобилях. В этой конструкции крестовина заменена двумя отдельными, пересекающимися под прямым углом осями сателлитов. Оси имеют возможность перемещаться одна относительно другой как в осевом, так и в угловом направлении, для чего их концы имеют скосы соответственно А и Б, которыми они опираются на коробку дифференциала. Кроме того, в дифференциал введены промежуточные чашки, так же как и полуосевые шестерни, надетые на шлицы полуосей. При невращающихся сателлитах усилие к полуосям передается как и в простом дифференциале. При вращении сателлитов последние будут сдвигать концевые скосы осей так, что усилие на фрикционную муфту, передаваемое через чашку, будет увеличиваться для отстающей полуоси и уменьшаться для оси, вращающейся быстрее. При этом величина подтормаживающего момента не будет постоянной, как в дифференциале с одной дисковой муфтой, а будет пропорциональна моменту, передаваемому колесами.
Силы, действующие на колесо и гусеничный движитель. Радиусы колеса: статический, динамический и радиус качения. Особенности расчета КПД трансмиссии для колесных и гусеничных машин. Тяговая характеристика транспортной и технологической машины на автомобильном шасси.
На движущийся автомобиль действует ряд сил, часть из которых направлена по оси движения автомобиля, а часть — под углом к этой оси. Условимся называть первые из этих сил продольными, а вторые боковыми.
Продольные силы могут быть направлены как по ходу, так и против хода движения автомобиля. Силы, направленные по ходу движения, являются движущимися и стремятся продолжить движение. Силы, направленные против хода движения, являются силами сопротивления и стремятся остановить автомобиль.
На автомобиль, движущийся по горизонтальному и прямому участку дороги, действуют следующие продольные силы:
· тяговая сила
· сила сопротивления воздуха
· сила сопротивления качению
При движении автомобиля в гору возникает сила сопротивления подъему, а при разгоне автомобиля—сила сопротивления разгону (сила инерции).
Колесо с пневматической шиной является движителем автомобиля. У автомобильного колеса с пневматической шиной различают:
· Статический радиус (rСТ) – расстояние от оси неподвижного ко- леса до опорной поверхности;
· Динамический радиус (rд) – расстояние от оси катящегося колеса до опорной поверхности дороги;
· Радиус качения (rк), или кинематический радиус колеса – отношение линейной скорости оси колеса к его угловой скорости. Rk=V r/w = 4.01. Где: Vк – линейная скорость оси вращения колеса, м/с ωк – окружная скорость вращения колеса, Статический радиус определяют по таблицам «Параметры автомобильных шин», где имеются данные для шин при рекомендованном заводом изготовителем давлении воздуха и приложенной вертикальной нагрузке. Если известны номинальные размеры шин, то по диаметру обода (d) в метрах, ширине профиля шины (Bш) в метрах, рассчитывают статический радиус по формуле: c d ш Bш r = 0,5* + l * 4.02. Где: λш – коэффициент смятия, учитывающий уменьшение высоты профиля шины из-за смятия под нагрузкой. Для стандартных шин легковых автомобилей λш = 0,84…0,88; Для шин грузовых автомобилей λш = 0,89…0,90. Радиус качения, как правило, определяют экспериментально. С этой целью измеряют путь (S), пройденный колесом за несколько его полных оборотов (nк), а затем рассчитывают радиус качения по формуле 4 к к n S r 2*p * = 4.03. Радиусы статический, динамический и качения одного и того же колеса зависят от вертикальной нагрузки, действующей на колесо, давления воздуха в шине. Динамический радиус зависит, кроме того, от скорости автомобиля и передаваемого крутящего момента для колеса, работающего в ведущем режиме. При увеличении скорости движения автомобиля динамический радиус увеличивается, а при увеличении крутящего момента, передаваемого от двигателя через трансмиссию – незначительно уменьшается
КПД трансмиссии равен
, где
– КПД муфты; 
– КПД встроенного редуктора аксиально-поршневого насоса (значение КПД для зубчатых передач в закрытом корпусе); 
– КПД гидронасоса; 
– КПД гидромотора; 
– КПД гидросистемы, 
– КПД трехступенчатого редуктора.
Тяговой характеристикой называют зависимость силы тяги от скорости автомобиля на определенной передаче при полной подаче топлива.
При движении автомобиля на первой передаче при ne=585об/мин и Мe=179,28 Н*м со скоростью:
, сила тяги будет равна: 
,
Расчеты скоростей движения автомобиля на передачах и величины силы тяги РТ им соответствующие сводим в таблицу и строим график тяговой характеристики
Уравнение движения машины. Сила тяги по условиям сцепления движителя с дорогой. Сцепной вес машины. Понятие силового баланса машины. Понятие динамического фактора и динамической характеристики специальной автомобильной техники.
Уравнение движения машинного агрегата выражается в форме уравнения кинетической энергии, приращение которой выражается соотношением
∆Ак= АD- Ас= Σ mV2 / 2 – Σ mV02 / 2, где ∆Ак – приращение кинетической энергии, АD и Ас –работа движущих сил и сил сопротивления, m − приведенная к начальному звену масса, V и V0 – скорости точки приведения, соответствующие конечному и начальному перемещению.
Рассмотрим основные периоды движения механизма. Полное время движения механизма складывается из 3-х частей: а) времени разбега, Тр(0 < V < Vcp); б) времени установившегося движения Tyд(V = Vcp); в) времени выбега Тв (Vcp→ 0).
Таким образом T = Tp+ Tуд+ Тв, Туд= к · Тц. где Тц – период цикла, к – количество циклов.
- на участке разбега: АD> Асили Σ mV2 / 2 – mV02 / 2 > 0,
- на участке установившегося движения: АD= Асили Σ mV2/ 2 – mV02/ 2 = 0,
- на участке выбега: АD< Асили Σ mV2 / 2 – mV02/ 2 < 0,
То есть, за время разбега механизма происходит приращение его кинетической энергии, за время установившегося движения приращение равно 0 и за время выбега происходит отдача накопленной при разбеге кинетической энергии.
При установившемся движении ∆Ак= 0 т.е. ∆Ак= Σ mV2/ 2 - Σ mV02/ 2 = 0 тогда: АD= Апс+ АТ
Таким образом, за полный цикл установившегося движения работа всех движущих сил равна работе всех производственных Апс и непроизводственных сил АТ сопротивления (трения).
Автомобиль движется в результате действия на него различных сил. Эти силы разделяют на силы, движущие автомобиль, и силы, оказывающие сопротивление его движению.
Основной движущей силой является сила тяги, приложенная к ведущим колесам. Сила тяги возникает в результате работы двигателя и взаимодействия ведущих колес и дороги. К силам сопротивления относят силу трения в трансмиссии, силу сопротивления дороги и силу сопротивления воздуха.
При определении силы тяги принято, что ее величина зависит лишь от параметров автомобиля. Однако это не означает, что, увеличивая, например, передаточное число трансмиссии, можно реализовать сколь угодно большую силу тяги, так как предельное ее значение ограничено сцеплением шин с поверхностью дороги.
Силой сцепления шин с дорогой называют максимальное значение горизонтальной реакции, пропорциональное вертикальной нагрузке на колесо. Один из основных параметров данной системы — коэффициент сцепления. В зависимости от направления скольжения колеса различают коэффициенты продольного (x) и поперечного (бокового) (y) сцепления.