Проект централізованого технічного обслуговування маршрутних транспортних засобів на базі філії "ТЕМП-АВТО" відкритого акціонерного товариства "РІВНЕ-АВТО"

1.4 Розрахунок чисельності виробничого персоналу, допоміжних робітників, ІТП і службовців

Розрізняють технологічно необхідну (явочну) Р_т і штатну Р_ш кількість робітників. Кількість явочних робітників у зонах ТО і ПР визначаємо як добуток кількості робочих одного поста р_п, прийнятого при розрахунку постів, на кількість постів чи кількості виконавців однієї лінії на кількість ліній і на кількість змін роботи зони.

Наприклад, для зони ТО-1 будемо мати:

- зона ТО-1 (1 поста по 2 робітники на посту, 2 зміни роботи) 1?2?2 = 4 чоловік;

За результатами розрахунків складаємо табл. 1.11.

Таблиця 1.11. Результати розрахунку чисельності виробничого персоналу

Зони, відділення, дільниці	Річна трудомістк. робіт, люд-год	Річний фонд часу, год	Кількість робітників	Розподіл по змінах
			Явочних	Коеф. штатності	Штатних	1	2
			Розрахункова	Прийнята
1	2	3	4	5	6	7	8	9
Постові роботи
Пост діагностування Д1+Д2	3572,59	2070	1,72589	1,73	0,85	4	2	2
Пости ТО-1	6255,711	2070	3,02208	3,02	0,85	4	2	2
Пости ТО-2	9564,345	2070	4,62046	4,62	0,85	6	3	3

Чисельність допоміжних робітників приймаємо у співвідношенні, що вказане у додатку 10 [3]. Додатково слід передбачити для обслуговування очисних споруд по одному робітнику на кожні 75 м³/добу витрат оборотної води.

Нормативи витрат оборотної води приймаємо відповідно до [7] на один автомобіль, м³/добу:

- для легкових автомобілів 0,5;

- для автобусів 0,68;

Витрати оборотної води для заданого АТП складуть:

м³/добу.

Розподіл чисельності допоміжних робітників за видами робіт приймаємо у відповідності до додатку 11 [3].

Результати розрахунків зводимо в табл. 1.12.

В графі 1 таблиці 1.12 повторюються види робіт, що приведені в додатку 11, а також робітники по обслуговуванню очисних споруд.

Таблиця 1.12. Результати розрахунків кількості допоміжних робітників

Види допоміжних робіт	Співвідношення до загальної кількості, %	Розрахункова кількість робітників	Прийнята кількість робітників
1	2	3	4
Ремонт та обслуговування технологічного обладнання, оснастки та інструмента	20	4,1	5
Ремонт та обслуговування інженерного обладнання, сіток та комунікацій	15	3,075	4
Транспортні роботи	10	2,05	3
Приймання, зберігання та видача матеріальних цінностей	15	3,075	4
Перегін рухомого складу	15	3,075	4
Прибирання виробничих приміщень	10	2,05	3
Прибирання території	10	2,05	3
Обслуговування компресорної установки	5	1,025	2
Обслуговування очисних споруд	-	2,812	3
Всього	100		31

1.5 Розрахунок та вибір основного технологічного обладнання

Пости зон ТО і ПР устатковуються канавами і підйомниками. При обслуговуванні і ремонті легкових автомобілів в зонах передбачається 20% канав від кількості усіх постів і 40% постів обладнуються підйомниками.

Кількість основного обладнання визначають за ступенями його використання. Якщо воно використовується протягом усієї зміни то його визначають за трудомісткістю, а якщо періодично - то по табелю обладнання або даних літературних джерел [1, 3, 4, 5, 11, 12].

Обладнання загального призначення (верстаки, інструмент) приймаємо в залежності від кількості робітників.

Кількість обладнання:

де Т_об - річна трудомісткість певного виду робіт, люд-год;

Д_р - кількість робочих днів на рік;

t_зм - тривалість роботи зміни, год;

n - число змін роботи (додаток 3);

С - кількість робітників, які одночасно працюють на даному виді обладнання;

з_об - коефіцієнт використання обладнання за часом (для верстатів з_об = 0,75…0,8 для зварювального і ковальського обладнання з_об = 0,85…0,9, для нагрівальних печей з_об = 0,60…0,75).

Інше основне обладнання вибирають за каталогами [1, 11] і складають відомість (табл. 1.13), до складу якої входить все технологічне і допоміжне обладнання.

Таблиця 1.13. Відомість обладнання поста діагностики та ТО

№	Назва, обладнання, шифр, марка	Кількість	Габаритні розміри, мм	Площа, яку займає обладнання, м2	Потужність електродвигунів, кВт
				одиниця	всього
1	2	3	4	5	6	7
1	Пульт управління стендом	1	500х500	0,25	0,25	0,5
2	Стенд для комплексної перевірки автомобіля К-622	1	1500х2500	3,75	3,75
3	Пересувний стенд для перевірки електрообладнання автомобілів	1	500х500	0,25	0,25
4	Бак для палива	1	200х400	0,08	0,08
5	Пристрій для заміру витрат палива	1	200х400	0,08	0,08
6	Реостат управління стендом	1	1100х400	1,44	1,44
7	Стіл діагноста	1	2000х1000	2,0	2,0
8	Світлове табло	1	-	-	-
9	Стелаж для інструмента	1	1500х400	0,6	0,6
10	Шафа для приладів	1	1400х600	0,84	0,84
11	Інструментальна тумбочка	1	400х500	0,2	0,2
12	Верстак слюсарний	1	1800х1200	1,96	1,96
13	Канавний підйомник	1	-	-	-
14	Верстат свердлильний настільний	1	800х600	0,48	0,48	0,8
15	Рейковий ручний прес	1	800х600	0,48	0,48
16	Комплект інструменту слюсаря ремонтника	1	600х600	0,36	0,36
17	Установка для промивання двигуна	1	600х600	0,36	0,36
18	Шафа для ручного механізованого інструменту	1	1000х400	0,4	0,4

В результаті розрахунків ми одержали значення трудомісткості робіт по централізованому ТО маршрутних транспортних засобів 10627,05 люд.-год, для чого необхідно організувати на базі філії «Темп-Авто» один пост ТО суміщений з проведенням діагностичних робіт.

2. Конструкторська частина

2.1 Класифікація різьбозгвинчуючого обладнання

До нашого часу ще не склалась кінцева термінологія в назвах обладнання для розбирання і збирання різьбових з'єднань (РЗ). Деякі вчені називають його різьбовідгвинчуючим (різьборозгвинчуючим) і різьбозагвинчуючим, інші - різьбовідверчуючим або різьбозатягуючим (різьбозаверчуючим). На наш погляд, найбільш оптимальна назва запропонована проф. Д.Н. Решетовим - різьбозгвинчуюче обладнання, так як цей термін поєднує як обладнання для розбирання, так і обладнання для збирання РЗ.

Процес розбирання РЗ в багатьох випадках являється важковиконуваним або взагалі неможливим в зв'язку з корозійним впливом навколишнього середовища на машини, що експлуатуються. Це ускладнює використання спеціалізованих технологічних засобів і виникає необхідність застосування газового або електричного різання з послідуючою заміною пошкоджених деталей.

В наш час в нових автомобілях в більшості застосовуються РЗ з антикорозійними покриттями (гальванічними, полімерними і іншими). Це дає можливість в більших масштабах використовувати при ремонтних розбирально-збиральних роботах різьбозгвинчуюче обладнання з базуванням або кантуванням об'єктів ремонту.

Розглядуване обладнання класифікується на стаціонарне (з блоковими силовими головками) і переносне (механізований інструмент) з електричним, пневматичним і гідравлічним приводом. Основним елементом робочих органів обладнання являється шпиндель - вал, який передає обертання від двигуна до гайкового ключа або головки (патрона) для утримання шпильок і гвинтів.

В зв'язку з цим по числу робочих органів і призначенню обладнання поділяється на одно- і багатошпиндельні гайковерти, шпильковерти і гвинтоверти [1]. На рис. 1.1. показана класифікація існуючого на даний час різьбозгвинчуючого обладнання.

Рис. 2.1. Класифікація різьбозгвинчуючого обладнання

2.2 Багатошпиндельне різьбозгвинчуюче обладнання

Застосування багатошпиндельного різьбозгвинчуючого обладнання обумовлюється перш за все вимогами підвищення продуктивності праці, точності затягування і рівномірністю розподілу навантаження на різьбові з'єднання. На складальних операціях приміняють як підвісні багатошпиндельні установки, так і стаціонарні багатошпиндельні різьбозгвинчуючі станки. З допомогою підвісних установок здійснюється тільки загвинчування наживленого кріплення, а на станках проводиться автоматична подача, наживлення і затягування кріплення. Станки можуть вбудовуватися в автоматичні лінії або використовуватися як окреме складальне обладнання.

Рис. 2.2. Типова підвісна пневматична різьбозагвичуюча машина

Багатошпиндельні підвісні різьбозагвинчуючі установки поділяють по типу приводу на пневматичні, електричні і гідравлічні. Підвісна чотирьохшпиндельна установка для затягування гайок складається з силових пневматичних головок 2, закріплених на передній плиті 6. В задній плиті 4 виконані отвори для подачі стисненого повітря до кожної головки від пускового клапана 3. Клапан керується пусковою рукояткою 5. Ззовні головки закриті кожухом 1, який з внутрішньої сторони покритий гумою. Відпрацьоване повітря виходить через отвір в передній плиті, закритий пористим матеріалом.

Регулювання крутного моменту силових головок здійснюється за рахунок зміни тиску стисненого повітря. Крім того, в задній частині силових головок наявні дроселі, з допомогою яких можна досягти однакової кутової швидкості шпинделів.

Розглянемо конструкцію одношвидкісного силового пневматичного шпинделя (головки). В корпусі з фланцем змонтовані два планетарні редуктори і ротаційний пневмодвигун. Ключові насадки чи патрони для загвинчування шпильок кріпляться на квадратному хвостовику, який виступає із підпружиненої шліцевої втулки. Для регулювання моменту затягування передбачений дросель. Для підготовки стисненого повітря до роботи пневматичні багатошпиндельні установки обладнуються спеціальними панелями, розміщеними стаціонарно неподалік від установок, на яких встановлені регулятор тиску, вологовідділювач і маслорозпилювач.

Електричні підвісні багатошпиндельні установки компонуються на базі електричних силових головок. Конструктивно вони виконуються так само, як і пневматичні установки. Двигуни живляться від мережі з частотою струму 200 Гц і напругою 36 В. В ланцюгу живлення кожного двигуна встановлене реле максимальної сили струму, що відключає двигун при зростанні сили струму в обмотці статора в процесі затягування. Сила струму, при якій проходить вимикання двигуна, можна регулювати і тим самим регулювати момент затягування різьбових з'єднань. Більш високу стабільність затягування з застосуванням струмових реле можна отримати на податливих різьбових з'єднаннях, коли зростання моменту проходить з меншою швидкістю.

В машинобудуванні широке застосування знаходять двохшвидкісні електричні головки. В роз'ємний корпус вмонтовані високочастотний асинхронний трьохфазний електродвигун з короткозамкнутим ротором і два планетарних редуктори. На кінці водила редуктора знаходиться кулачкова півмуфта, профіль кулачка якої виконаний у вигляді рівнобедреної перерізаної трапеції. З півмуфтою під дією пружини зчеплена інша півмуфта, з'єднана з шпинделем шліцами, передає шпинделю швидкі оберти від водила. Ведена півмуфта має можливість переміщуватися в осьовому напрямку і проковзувати по кулачках ведучої півмуфти, коли шпиндель навантажується до крутного моменту, на який відрегульована пружина. Одночасно водило третього редуктора має торцьові пилкоподібні зубці і є ведучою півмуфтою обгінної муфти, обертається на малих обертах і зчіплюючись під дією пружини з веденою півмуфтою надітою на зовнішні шліци шпинделя, передає йому малі оберти. Півмуфта переміщується в осьовому напрямку.

Таким чином, при відсутності навантаження на шпинделі обертання з водила другого редуктора через кулачкову муфту передається на шпиндель, і він, обертаючись на великих обертах, загвинчує різьбове з'єднання. В момент затягування різьбового з'єднання крутний момент на шпинделі збільшується, при цьому кулачкова півмуфта проковзує по зубцях ведучої півмуфти, входить в зачеплення півмуфта з півмуфтою водила і проходить подальше затягування різьбового з'єднання на малих обертах з підвищеним крутним моментом. Коли крутний момент досягає заданого моменту затягування реле максимального струму вимикає електродвигун.

В деяких складальних виробництвах отримують розповсюдження гідрогвинтові гайковерти (показаний на листі). Двигун такого гайковерта виконаний в вигляді трьох стальних гвинтів, які приводить в рух мастило під тиском 60-70 кгс/см². Через редуктор обертання передається на шпиндель.

До переваг гідрогвинтових гайковертів слід віднести високий крутний момент на одиницю маси; високий (біля 60%) ККД; менші, чим у пневматичних інструментів, габаритні розміри; велика зносостійкість деталей в зв'язку з їх мащенням; можливість точного регулювання крутного моменту; безшумність в роботі; менші експлуатаційні затрати.

Гідрогвинтові гайковерти будуть в ряді випадків більш зручнішими для вмонтовування в гайко- і гвинтозагвинчуючі агрегати автоматичних складальних машин і ліній.

В конструкціях багатошпиндельних різьбозагвинчуючих станків, як і в підвісних багатошпиндельних установках, багатошпиндельний блок може компонуватися на базі таких самих пневматичних, електричних і гідравлічних силових головок, які приміняються в підвісних установках.

Основними вузлами багатошпиндельних різьбозагвинчуючих станків являються різьбозагвинчуючі блоки, що встановлюються на силових столах. Силові столи забезпечують підвід в робочу зону і відвід багатошпиндельних блоків. Керування роботою силових столів і різьбозагвинчуючих блоків здійснюється з пульта керування.

В залежності від конструкції вузла, що збирається, різьбозагвинчуючі блоки можуть встановлюватися на вертикальних стійках, горизонтальних станинах, займати будь-яке просторове положення.

В багатошпиндельних станках при способі затягування різьбових з'єднань з контролем моменту на ключі, широко використовуються різного роду конструкції муфт граничного моменту, точність спрацювання яких визначає точність затягування різьбових з'єднань. Муфти граничного моменту встановлюються на приводі кожного шпинделя. Як правило, вони застосовуються в конструкціях багатошпиндельних блоків з приводом шпинделів від одного двигуна. На практиці широко застосовують пружинно-кулачкові муфти як найбільш прості по конструкції. Кулачками в даній конструкції являються ролики 1 і кульки 2, що прижаті пружинами 3. При досягненні заданого моменту затягування, кульки, стискаючи пружини, проковзують відносно роликів. При застосуванні цих муфт втрати крутного моменту затягування складає 20-30%.

2.3 Аналіз конструкцій гайковертів

Робочі органи по принципу дії групуються на безударні, ударні, імпульсно-фрикційні, вібраційні. Компонування робочих органів в багатошпиндельних пристосуваннях може бути рядна, кільцева, в перпендикулярних напрямках, під кутом і інші.

Принцип дії робочих органів різьбозгвинчуючого обладнання безударної (статичної) дії базується на обертальному ефекті. Можна виділити три типи таких робочих органів: прямого приводу (без обмежувальних муфт); з обмежувальними муфтами; з активним контролем крутного моменту згвинчування.

В робочих органах першого типу використовується пневматичний (рідше гідравлічний) привід. Обертання від пневмодвигуна через редуктор передається безпосередньо на шпиндель. При затягуванні різьбових з'єднань робота здійснюється як за рахунок статичного крутного моменту, що створюється двигуном, так і за рахунок кінетичної енергії обертальних частин приводу. Максимальний крутний момент затягування досягається при повній зупинці двигуна. При операціях відгвинчування реалізується тільки статичний крутний момент, величина якого пропорційна тиску стисненого повітря в мережі живлення.

Робочі органи, що входять в склад механізованого інструменту, дозволяють проводити розбирання-збирання різьбових з'єднань з діаметром до 12 мм; якщо вони вмонтовуються в блоки силових головок багатошпиндельних установок, то максимальний діаметр різьб може доходити до 25 мм [1].

Різьбозгвинчуючі робочі органи безударної дії з обмежувальними муфтами, як правило, мають електричний привід.



Рис. 2.4. Схема електричної силової головки: 1 - ключова насадка; 2 - пружина; 3 - муфта вмикання; 4 - регулювальна гайка; 5 - пружина; 6,7 - складові частини кулачкові муфти; 8 - редуктор; 9 - асинхронний двигун

Крутний момент від двигуна 9 через редуктор 8 передається на муфту з кулачками 6 і 7, виконуючу функцію обмеження ганичного моменту згвинчування. Кулачки знаходятся в зачепленні під дією пружини 5, сила натискання якої регулюється гайкой 4, що розміщена на вихідному валі. Муфта 3 виконує функції вмикання і вимикання обертання ключа 1. При виконанні технологічної операції, осьова сила, прикладена до рабочого органу, долає опір пружини 2 і муфта вмикається, ключ починає обертатися. Після закінчення роботи дія осьової сили припиняється, пружина 2 вимикає муфту і обертання на ключ не передається.

Крім кулачкових муфт в деяких конструкціях силових головок використовують також кулькові, фрикційні та магнітні муфти.

В якості електричного приводу у різьбозгвинчуючого обладнання застосовуються однофазні колекторні електродвигуни потужністю 120…750 Вт, напругою 220 в, асинхронні електродвигуни трьохфазного і однофазного виконання потужністю 120…750 Вт, напругою 380 і 220 в і асинхронні двигуни підвищеної частоти 200 Гц потужністю 120…750 Вт, напругою 36 в [1].

Безударні рабочі органи з активним контролем крутного моменту згвинчування (г= 0,08…0,15) використовуються в багатошпиндельних установках з індивідуальним електричним (рідше пневматичним) приводом. Конструкції контрольных пристроїв доволі разноманітні.

Найбільше розповсюдження отримали частоударні гайковерти з гвинтовим переміщенням бойка (ударника). Вони мають електричний або пневматичний привід і мають багато переваг у порівнянні з іншими. Продуктивність ударних гайковертів практично задовольняє всі види виробництва (індивідуальне, серійне, масове). В ручних машинах даного виду використовуються привідні двигуни меншої потужності, ніж у аналогічних інструментів обертальної дії, майже відсутній реактивний момент, що дає можливість застосовувати їх для збирання різьбових з'єднань великих діаметрів. В наш час промисловість випускає три типи електричних і до десяти типів пневматичних ударних гайковертів.

Рідкоударні у порівнянні з частоударними мають певні недоліки, а саме: поява «кромочного удару» при певній жорсткості різьбових з'єднань, велика складність конструкції ударного механізму.

Розглянемо роботу ударного механізму. При встановленні змінної насадки на елемент РЗ, який згвинчуємо (гайка, шпилька) оператор надає робочому органу осьове переміщення. В результаті цього долається опір зворотної пружини і бойок, посаджений на привідний вал, своїми кулачками зчіплюється з кулачками наковальні, яка виконана як одне ціле з шпинделем. Робоча пружина стиснення, встановлена між упорним підшипником і бійком, кінематично замикає останній з валом з допомогою двох кульок, які розміщені в V - подібних спіральних канавках вала і бойка. Кульки допускають гвинтове переміщення бойка відносно вала (при подоланні опору пружини) по одній із гілок V - подібних канавок в залежності від напрямку обертання. В вихідному положенні бійка кульки знаходяться в верхніх частинах канавок.

При ввімкненні двигуна бойок і наковальня обертаються як єдине ціле і передають на шпиндель крутний момент від вала. Як тільки момент опору в різьбовій парі перевищить момент, який створюється силою стискання пружини і опором переміщенню кульок по канавкам, кутова швидкість наковальні і бійка знижується, а вал продовжує обертатися з попередньою кутовою швидкістю. В цей момент кульки починають перекочуватися по канавкам, створюючи динамічне осьове переміщення бійка відносно вала (відскок від наковальні). При цьому кулачки розчіплюються, а пружина додатково стискається. Обертання наковальні і шпинделя припиняється, а бойок знову отримує кутову швидкість вала. Під дією стисненої пружини бойку передається прискорений гвинтовий рух в зворотному напрямку і його кулачки наносять крутний удар по кулачкам наковальні. При цьому кінетична енергія бойка передається наковальні і через змінну насадку на згвинчуваний елемент РЗ. Далі описаний процес періодично повторюється.

Як відомо, в якості головного параметру різьбозгвинчуємого обладнання безударної дії приймається крутний момент згвинчування на шпинделі. Однак при розрахунку робочих органів ударної дії цього параметру недостатньо для обгрунтування їх техніко-експлуатаційних показників. Виникає потреба в додатковому параметрі, який би дозволив оцінювати енергетичний баланс робочих органів по пружним і дисипативним характеристикам складових елементів в умовах динамічного навантаження. Таким параметром являється енергія одиничного удару. Він легко вимірюється в виробничих умовах, а його складова - ударна потужність (приведення енергії удару на число ударів за одиницю часу) дозволяє виконувати об'єктивну оцінку продуктивності розглядуваних робочих органів.

На одному з листів показана одна з конструкцій пневматичних гайковертів з ударно-імпульсною муфтою. Від пневматичного ротаційного двигуна 1 обертання передається ударно-імпульсній муфті 2 і шпинделю 3 з закріпленою на його кінці головкою 4, що тримає гайку чи гвинт. В процесі вільного нагвинчування гайки (або вкручування гвинта) необхідний обертальний момент невеликий, не перевищує момент тертя в муфті, і тому швидкості обертання ротора і шпинделя однакові. На початку затягування момент опору швидко зростає, і шпиндель інструмента зупиняється. Однак шліцева втулка 5, яка обертається з тою ж швидкістю, що і ротор двигуна, своїм скосом повертає кулачок 6 і виводить його з зачеплення з шпинделем 3. При наступному обертанні з наростаючою швидкістю механізм ударно-імпульсної муфти забезпечує зчеплення кулачка 6 з виступом на шпинделі, що супроводжується ударом, внаслідок чого момент на головці 4 різко зростає, і гайка (гвинт) повертається на деякий кут. Після цього кулачок знову виходить із зачеплення, і цикл багаторазово (на протязі) повторюється з великою частотою до повного затягування різьбового з'єднання. Таким чином, безперервне обертання ротора двигуна перетворюється з допомогою муфти в процесі затягування в імпульсний крутний момент на шпинделі. Цей крутний момент затягування різьбового з'єднання значно перевищує по своїй величині момент створений двигуном. Як показують дослідження, при збільшенні жорсткості системи, зменшенні зазорів в зєднанні хвостовика з головкою-ключем, а також головки з гайкою момент затягування збільшується на 50-70%.

2.4 Визначення головного параметру різьбозгвинчуючого обладнання

Головним параметром різьбозгвинчуючого обладнання являється крутний момент згвинчування на шпинделі М_ш (крутний момент відгвинчування М_от при розбиранні різьбових з'єднань і крутний момент затягування М_зат при збиранні різьбових з'єднань).

Параметр М_от у об'єктів, що ремонтуються, визначається експериментальним шляхом. В залежності від діаметру різьби, матеріалу і інших факторів він в 1,2…2,5 рази перевищує параметр М_зат при збиранні на заводі аналогічних нових різьбових з'єднань [1].

У нещодавно зібраних різьбових з'єднань завжди М_от< М_зат.

Розрахункове значення М_зат для болтових і гвинтових з'єднань визначається по формулі Біргера-Іосилевича:

,

де Q - сила затягування; d - середній діаметр різьби; h - крок різьби; R₁ и R₂ - радіуси, описуючі кільцеву опорну поверхню тертя гайки або головки гвинта; м_р і м_т - коефіцієнти тертя в різьбі і на опорному торці відповідно.

Для звичайних силових метричних різьб з кутом профілю 60° попередня формула значно спрощується:

.

Якщо елементи різьбових з'єднань виконані з одного матеріалу, то приймають: м_р=1,15 м_т.

Значення М_зат для стальних болтів і гайок при відсутності мащення визначається по формулі:

М_зат0,2Qd_н,

де d_н - зовнішній діаметр різьби.

Для гвинтів з циліндричною, сферичною або шестигранною головкою величина моменту затягування може визначатися по співвідношенню:

М_зат=0,005 d_н³у_T(6,5м+1),

де d_н - зовнішній діаметр різьби; у_T - границя текучості матеріалу гвинта;

м - коефіцієнт тертя головки гвинта по опорній поверхні.

При визначенні М_зат для гвинтів з потайною головкою в попередній залежності замість числового коефіцієнту 6,5 приймають 9,8 [1].

Середні значення М_от у поступивших в ремонт об'єктів і М_зат при збиранні відремонтованих і нових об'єктів, характерні для болтових з'єднань, приведені в табл. 2.1.

Таблиця 2.1. Середні значення моментів відгвинчування для різних діаметрів різьби

Діаметр різьби, мм	6	8	10	12	14
Момент відгвинчування (затягування), Нм	15…20 (6…8)	20…40 (14…17)	40…80 (30…35)	60…120 (55…65)	100…150 (80…90)
Діаметр різьби, мм	16	18	20	24	27
Момент відгвинчування (затягування), Нм	150…200 (120-150)	180…300 (160-190)	200…350 (230-270)	300…450 (340-360)	350…500 (420-480)

Параметр М_зат при посадці шпильок з натягом визначається по формулі М.П. Новікова (для метричної різьби):

М_зат =,

де Д - ефективний (радільний) натяг по середньому діаметру різьби; м_р - коефіцієнт тертя в різьбі; - глибина загвинчування шпильки; d_н - зовнішній діаметр різьби; Е₁ і Е₂ - модулі пружності 1-го і 2-го роду.

При загвинчуванні стальних шпильок із середнім діаметром різьби 10…30 мм в стальну деталь Д = 0,02…0,06, в чавунну або алюмінієву деталі - 0,04…0,12 мм [1].

Коефіцієнт м_р при використанні стальної шпильки приймається рівним 0,1… 0,2 для стальної деталі; 0,07…0,15 - для чавунної; 0,04…0,1 - для алюмінієвої або бронзової [1].

Значення модулів пружності: для стали Е₁= 2,1?10⁵; Е₂= =8,1?10⁴ МПа; для алюмінію - Е₁= 0,7?10⁵; Е₂ = 2,7?10⁴ МПа; для бронзи і латуні Е₁ = 0,8?10⁵; Е₂ = 4,2?10⁴ МПа [1].

Сила затягування Q знаходиться в залежності від схеми навантаження різьбових з'єднань, міцності болта (шпильки, гвинта) і умови нерозкриття стику:

Q=кР (1-а),

де к - коефіцієнт збільшення зовнішнього навантаження (для постійного навантаження к = 1,25…2; для перемінного - к =2,5…4,0; при необхідності забезпечення герметичності з'єднання з плоскими металічними прокладками к = 2,5… 3,5; те ж з м'якими прокладками - к = 1,25…2,5); Р - зовнішнє навантаження; а = 0,2…0,4 - коефіцієнт основного навантаження, враховуючий податливість різьбових елементів при затягуванні [1].

Слід відмітити, що до нашого часу відсутні надійні методи прямого контролю зусиль затягування в виробничих умовах. Його фактичну величину оцінюють лише по деяким показникам - крутному моменту затягування; куті повороту гайки; видовженню болта і ін.

Досить складною технологічною проблемою являється затягування групових різьбових з'єднань (безпрокладочних і особливо прокладочних). При складанні відповідальних з'єднань важко забезпечити рівномірне затягування в кожному болті (шпильці). В зв'язку з цим проходить нерівномірний розподіл тиску по поверхні стику вузла, що складається, з послабленням раніше затянутих болтів, що приводить до зниження надійності вузла.

На практиці затягування групових різьбових з'єднань проводять в два (рідше в три-чотири) етапи. На першому етапі виконують одночасне затягування всіх болтів (шпильок) з допомогою багатошпиндельної установки на зусилля Q₁=(0,3…0,6) Q, що забезпечує контактування стиків (Q - задана сила затягування). На другому етапі завершують затягування шляхом послідовного індивідуального догвинчування гайок (шпильок) до заданого крутного моменту М_зат по оптимальних схемах, наведених на рис. 2.5.

Рис. 2.5. Послідовність затягування гайок (шпильок) в складальних одиницях: а - при стиках прямокутної форми; б - при стиках круглої форми (цифри означають почерговість індивідуальних затягувань)

2.5 Аналіз робочого процесу і параметри безударного різьбозгвинчуючого обладнання

Розглянемо метод визначення моменту затягування болтового з'єднання, який створюється робочим органом прямого приводу. Цей метод розробили проф. В.С. Корсаков і В.І. Чаннов.

Будь-яке РЗ має свою індивідуальну характеристику, обумовлену його сумарною податливістю і силами тертя в різьбовій парі і по торцю гайки. Такою характеристикою являється коефіцієнт кутової жорсткості РЗ: К_р=ДМ/Дц.

Цей коефіцієнт показує, на яку величину змінюється крутний момент, який прикладається до гайки, при повороті її на кут Дц.

Кут повороту гайки являється кутом гальмування шпинделя. Чим меньший кут гальмування (тобто більше значення Кр), тим значиміша складова моменту затягування, що створюється кінетичною енергією обертових мас приводу.

Друга складова моменту затягування залежить від статичного крутного моменту, який створюється пневмодвигуном. Ця с складова не являється постійною величиною. Її максимальне значенння М_ст досягається при зупинці шпинделя (числова величина приводиться в технічній характеристиці двигуна).

В загальному випадку робота, що затрачається на затягування А_зат, складається з двох складових: роботи А_з.д., здійснюваної за рахунок динаміки приводу, і роботи А_з.ст, здійснюваної за рахунок статичного моменту двигуна. Вираз для цих робіт має такий вигляд:

А_з.д.=

А_з.ст=,

де М_ш - розрахунковий крутний момент згвинчування на шпинделі (ключі); М_ст - максимальний статичний момент; ц_зат - кут повороту гайки при затягуванні.

Частина енергії (А_у.д.) витрачається на пружну деформацію елементів приводу:

А_у.д.=

де ц_пр - приведений кут скручування елементів приводу.

Робота на подоланння сил тертя в редукторі приводу буде рівна:

А_тр.=к_тр(А_з.д.+А_у.д.),

де - к_тр =1-з - коефіцієнт втрат на тертя в редукторі; з - ККД редуктора.

Знайдемо кінетичну енергію обертових мас:

,

де І_пр - момент інерції обертових мас, приведений до шпинделя;

щ₀ - кутова швидкість шпинделя на холостому ході при вільному нагвинчуванні гайки.

На основі закону збереження механічної енергії можемо записати:

.

Кут повороту ц_зат і кут скручування ц_пр замінимо відповідними виразами:

; ,

де к_пр - коефіцієнт кутової жорсткості приводу.

Підставляючи отримані залежності отримаємо розрахункову формулу:

=.

Визначимо момент згвинчування на ключі при затягуванні болтового з'єднання з різьбою М18 пневматичною силовою головкою (тиск стисненого повітря в магістралі 0,5 МПа). Вихідні дані для розрахунку: М_ст = 80,5 Нм; щ₀=28,5с^-1; I_пр = 0,1687 кг.м²; к_пр = 280 Нм; к_р = 280 Нм; к_тр = 0,15. Числове значення М_ш, отримане з допомогою попереднього виразу, рівне 175 Нм, що дуже близько до значення рекомендованого моменту затягування [1].

Для оцінки точності затягування РЗ різьбозгвинчуючим робочим органом використовується коефіцієнт відносної нерівномірності затягування:

,

де М_ш.max; М_ш.min; М_ш.ср - відповідно максимальне, мінімальне і середнє значення моменту згвинчування на шпинделі при затягуванні однотипних РЗ.

В робочих органах прямого приводу г = 0,2…0,35 [1]. Якщо розсіювання значень моменту М_ш обмежене, то необхідно зменшити вплив динаміки приводу. Це досягається шляхом зменшення моменту інерції обертових мас (зазвичай ротора двигуна), а також зменшенням коефіцієнта к_пр (наприклад, введенням торсіона).

Так як в розглядуваних робочих органах при згвинчуванні РЗ виникають значні реактивні моменти, то їх доцільно використовувати переважно в багатошпиндельних пристроях, де ці моменти взаємно зрівноважуються.

Техніко-економічні показники пневматичного різьбозгвинчуючого обладнання статичної дії в значній мірі визначається характеристиками силового приводу, який включає пневмодвигун (ПД) і трансмісію.

В наш час проектування ротаційних багатокамерних ПД проводиться в основному макетно-експериментальним методом, використовуючи досвід попередніх розробок. Однак більше число врахованих при цьому конструктивних і термодинамічних параметрів затрудняє пошук емпіричним шляхом оптимального рішення. Традиційні методи розрахунку, основані на індикаторних діаграмах, в даному випадку виявились непридатними.

В.А. Чернов і Т.А. Лавриненко вирішили ряд проектних задач шляхом математичного моделювання на ЕОМ.



Рис. 2.6. Розрахункова схема реверсивного ротаційного ПД

Рис. 2.7. Залежність статичного крутного моменту загальмованого ПД від його основних конструктивних параметрів

В корпусі статора 1 розміщений ротор 2, вісь обертання якого зміщена на ексцентриситет е. В пазах ротора розміщені пластини (лопатки) 3, які під дією відцентрових сил прижимаються до внутрішньої поверхні статора. Кожна пара суміжних лопаток разом з ділянками бокових поверхонь ротора і статора, розміщеними між ними, створює робочу камеру змінного об'єму. З торців ці камери обмежені кришками 4, в яких розміщені підшипники ротора 5. Стиснене повітря поступає в робочі камери через вхідне вікно 6, а видаляється в загальному випадку через вихлопні вікна 7 і 8. Ротаційний ПД може бути реверсивним і нереверсивним. Зміна напрямку обертання ротора в реверсивному ПД здійснюється зміною функцій впускного і випускного каналів. Для того, щоб забезпечити однакові робочі характеристики ПД при різних напрямках обертання ротора, впускні і випускні вікна повинні бути розміщені симетрично відносно осі симетрії.

Характерною особливістю реверсивних ПД являється наявність центрального випускного вікна, яке забезпечує попередій випуск повітря із робочої камери з метою зменшення від'ємної роботи по стисненню повітря при куті повороту ротора більше 180 °.

При математичному моделюванні враховувались слідуючі конструктивні параметри ПД: R_c - внутрішній радіус статора; - довжина камери; г_н (1) і г_к (1) - кути початку і кінця випуску повітря через вікно 6; г_н (2) и г_к (2) - кути початку і кінця центрального вихлопу через вікно 8; г_н (3) и г_к (3) - кути початку і кінця випуску повітря через вікно 7; f₂ - площа центрального вихлопного отвору. В якості основних були вибрані такі параметри: R_c; ; f₂; г_н(1); г_к(1); г_н (2).

За критерій якості ПД приймався статичний крутний момент М_ст (Нм) загальмованого ПД.

Із графіків слідує, що точка, що відповідає максимальному значенню М_ст, визначається оптимальними значеннями конструктивних параметрів ПД: R_c= 24 мм; = 50 мм; f₂=1 см²; г_н(1)= 40°; г_к(1)= 100°; г_н(2) = 175°. При цьому дотримані умови геометричної симетрії реверсивного ПД:

г_н(1)+ г_к(3)=2р;

г_к(1)+ г_н(3)=2р;

г_н(2)+ г_к(2)=2р.

Найбільший вплив на М_ст має кут початку центрального вихлопу, довжина камери (ротора) і площа вихлопного вікна.

Для передачі обертання від високообертових роторів ПД до шпинделя робочого органу використовуються понижуючі планетарні передачі типу 2К - Н (рис. 2.8).

Знайдемо формулу для розрахунку передаточного відношення даного планетарного механізму, для цього скористаємось методом зупинки водила (методом Вілліса). Планетарному механізму надається обертання з кутовою швидкістю, рівною кутовій швидкості водила з протилежним знаком.

Відносний рух ланок при цьому залишається таким, яким він був до зупинки водила. Таким чином, після надання всім ланкам кутової швидкості водила з від'ємним знаком планетарна передача перетворюється в просту, зв'язок між кутовими швидкостями якої можна легко знайти з допомогою відомих залежностей.

Складемо рівняння, що зв'язують кутові швидкості, основних ланок планетарної передачі 2К-Н, де а, b і Н - це відповідні ланки 1, 3 і Н (в нашому випадку =0).

Нехай - кутові швидкості основних ланок a, b і Н. Після надання планетарному механізму додаткового обертання з кутовою швидкістю водила з від'ємним знаком, тобто після того, як додали до величину - ланки будуть мати кутові швидкості:

; ;

При непорушному водилі зв'язок між кутовими швидкостями і такий самий, як між абсолютними кутовими швидкостями в простій передачі, тобто:



Для планетарної передачі типу 2К-Н маємо:

,

і відповідно,

.

Якщо, наприклад, відомо, що , то з попередньо отриманої формули будемо мати:

.

На основі цієї формули отримаємо:

.

Число зубів коліс передачі вибирається таким чином, щоб виконувались наступні умови:

- співосності Z₁+ 2Z₂= Z_3;

- складання (Z₁+ Z₃)/C=ціле число;

- сусідства Z₂+2<(Z₁+ Z₃) sin (р/C),

де С - число сателітів.

В результаті спільного рішення даних рівнянь знаходять Z₁, Z_2, Z₃.



Рис. 2.8. Схема планетарної передачі типу 2К-Н

Передачі 2К-Н мають постійний момент на виході, добре забезпечують реверс, мають мінімальну віброактивність. Оптимальний діапазон передаточних відношень і_1Н=2,7…8 при ККД 0,96…0,98 [1].

2.6 Розрахунок планетарної передачі

Спеціального методу розрахунку планетарних передач на міцність ще нема. Розрахунок ведеться по тим самим методам, що і простих передач, але з врахуванням особливостей планетарних передач.

На вихідному валу гайковерта потрібно мати момент, рівний 60Нм=6, для затягування різьб М10. Число обертів вихідного вала за хвилину об/хв.

Термін експлуатації гайковерта - 2000 годин.

Гайковерт реверсивний, працює в постійному режимі.

1. Визначення передаточного числа і характеристики планетарного ряду k. Приймемо число обертів пневмодвигуна рівне 1360 об/хв і визначимо передаточне відношення планетарної передачі: .

Виразимо передаточне відношення через величину з основного рівняння кінематики: , але ;

;

.

2. Визначення коефіцієнта корисної дії.

; ;

.

Це видно і з виразу передаточного відношення , де з збільшенням збільшується .Отже х= +1, тоді прийнявши ([3] с. 131), отримаємо: .

Це означає, що ККД планетарної передачі вище ККД простої передачі з тим самим числом полюсів, хоча передаточне число планетарної передачі на одиницю більше.

3. Визначення споживаної потужності:

4. Визначаємо число зубів коліс.

а) Розглядаємо менше зубчасте колесо.

З умови співосності:

маємо , поділивши на отримаємо: .

Якщо k>3, як в нашому випадку, то меншим колесом буде сонячне.

б) Число зубів сонячного колеса визначимо з умов складання:

; ,

де С - число сателітів.

При будь-якому числі , що кратне 5, отримаємо ціле число зубів, але це число не повинно бути менше мінімального числа зубів по умовах непідрізання і бути недопустимо більшим по умовам виготовлення і збереження мінімальних габаритів. Крім того, це число повинно забезпечувати ціле число зубів сателітів, яке отримаємо з умов співосності при незмінному значенні k.

Приймаючи послідовно значення , рівні 30, 35, 40, 45, 50, отримаємо рівне 18, 21, 24, 27, 30. Але числа зубів рівні 21 і 27 не забезпечують цілого числа зубів сателітів:

.

Таким чином, залишаються числа зубів сонячного колеса, рівні 18, 24, 30, 36, 42.

в) Числа зубів на інших колесах:

72 (96, 120, 144, 168);

27 (36, 45, 54, 63).

5. Визначення моментів.

а) Момент на ведучому валу:

.

б) Момент на веденому валу:

.

в) Момент на епіциклічному колесі:

, або

.

Далі потрібно визначити найбільш навантажений полюс, але для розглядуваної схеми, коли зусилля в полюсах рівні, зрозуміло, що при однакових матеріалах в гірших умовах знаходиться сонячне колесо, так як число зубів його менше, а число циклів навантажень більше. Хоча зуби сателітів в такій схемі планетарного механізму працюють на згин з знакоперемінними навантаженнями навіть при постійному напрямку обертання, так як в зачепленні з сонячним і епіциклічним колесами зуб працює різними сторонами, але реверс гайковерта згладжує цю особливість роботи сателітів.

6. Відносні числа обертів.

Сонячне колесо:

об/хв.

Епіцикл:

об/хв.

Сателіт:

об/хв.

7. Визначення міжосьової відстані коліс.

Міжосьова відстань коліс планетарної передачі визначається з умови витривалості по контактним напругам при зупиненому водилі, тобто так само, як і для простої передачі.

Ця відстань може бути визначена в залежності від обертового зусилля, крутного моменту, або потужності.

Вихідною являється формула Герца-Бєляєва:

,

де - зусилля, що припадає на одиницю довжини контакту;

- приведений модуль першого роду;

- приведений радіус кривизни в точці контакту.

Величини цих параметрів визначаються з умов:

,

де - розрахункова обертова сила, момент і потужність;

([3] с. 134), так як обидва колеса виготовлені з сталі;

,

де - радіуси шестерні і колеса;

- кут зачеплення;

- ширина колеса.

Підставляючи в вихідну формулу і розв'язуючи відносно міжосьової відстані , отримаємо:

,

де .

Будемо рахувати по моменту на сонячному колесі:

,

де - відповідно коефіцієнти динамічності і концентрації навантаження;

- коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження між сателітами.

Приймаємо для фланкірованих зубів ([3] с. 135).

При симетричному розміщенні колеса відносно опор ([3] с. 135).

При плаваючих центральних колесах ([3] с. 135).

Тоді отримаємо:

Допустима контактна напруга залежить в основному від поверхневої твердості матеріалу, його термічної обробки і потрібного терміну придатності передачі. Крім того, залежить від в'язкості мастила, степені точності виготовлення і чистоти поверхні:

.

Матеріал колеса - сталь 40Х з твердістю RC=45ч50. Колесо виготовлене по 7-й степені точності ГОСТ 1643-56 з чистотою робочої поверхні зуба по сьомому класу ГОСТ 2789-59.

- коефіцієнт, який залежить від твердості поверхні зуба, матеріалу і його термічної обробки.

При RC=50 =190ч240 ([3] с. 136). Приймаємо =240.

- коефіцієнт, що враховує в'язкість мастила, визначається графічним методом. В нашому випадку кінетична в'язкість в cct при температурі мастила, що надходить в зачеплення, лежить в межах , то ([3] с. 136).

- коефіцієнт, який залежить від завершальних операцій. При 10 класі чистоти ([3] с. 136).

- число циклів, що відповідає тривалій межі витривалості. Для сталі 40Х з твердістю RC=50 ([3] с. 136).

- число циклів, що обчислюється за формулою:

.

При реверсивному редукторі з однаковою ймовірністю роботи в обидві сторони загальний час роботи ділиться на 2.

Так як , то приймаємо .

Тоді отримаємо:

.

Коефіцієнт ширини колеса ч ([3] с. 136) найбільш широко розповсюджений для планетарних передач. Приймаємо .

Міжосьова відстань буде рівна:

.

8. Діаметр сонячного колеса

Для планетарних передач міжосьова відстань не являється основним параметром, який визначає габарити редуктора. Тому діаметр розрахункового колеса можна визначати відразу.

З отриманої вище формули

,

і враховуючи що

і ,

отримаємо:

або .

Приймаючи ширину колеса , де - коефіцієнт ширини колеса отримаємо:

.

В нашому випадку при

,

9. Модуль зачеплення.

При ,

,

або

.

При , , .

Приймаємо модуль зачеплення , при , .

Тоді і

10. Перевірка зубів на згин.

Визначаємо напруження згину

.

Напруження стискання

.

Сумарне напруження

,

де - обертова сила;

- крок;

- кут тиску при вершині зубів;

- коефіцієнт форми зуба, визначається з виразу

і .

Рівняння міцності

,

де - розрахункова обертова сила;

- коефіцієнт, що враховує вплив перекриття.

Напруження зуба рівне:

.

Замінюючи

, і ,

отримаємо

.

Звідки

.

Наближено коефіцієнт форми зуба можна визначити по емпіричній формулі, яка має вигляд: .

Для внутрішнього зачеплення, виконаного з 7-ою ступінню точності, можна орієнтовно прийняти ([3] с. 139).

Допустиме нормальне напруження від згину при реверсивній передачі обчислюється за формулою:

; ч,

і так як , то приймається , де - межа витривалості зразка на згин при симетричному циклі навантаження;

- ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля основи зуба ч ([3] с. 139), в залежності від матеріалу, радіусів скруглень і їх обробки.

Проте в нашому випадку якість сталі 40Х покращена і твердість її становить RC=50, то при цьому допустиме контактне напруження не рахується, а воно рівне 9000ч10000.

Напруження згину, що сприймається зубом

.

Таким чином зуб має надлишкову міцність при згинанні .

Можна було б ще зменшити модуль зачеплення, але це приведе до дуже великої кількості зубів, а дуже малі розміри сателіта мішають компактному розміщенню підшипників.

Отже, остаточно приймаємо: , , ; ; ;

Для перевірки прийнятого значення коефіцієнта динамічності навантаження визначають обертову швидкість в полюсі зачеплення при відносному русі:

.

11. Особливості розрахунку осей сателітів.

Розрахункова схема осі сателіта залежить від жорсткості зв'язку її обох опор. В нашому випадку ці опори жорстко зв'язані між собою в суцільному водилі і вісь сателіта розраховується на згин як балка, що лежить на двох опорах.

Навантаження на вісь і опори, як це слідує з умови рівноваги сателіта, рівна .

Розрахункова обертова сила, прикладена до сателіта, в полюсах зачеплення без врахувань втрат на тертя

.

.

Внаслідок рівності обертових сил в полюсах зачеплення сателіта з сонячною шестернею і епіциклом будуть рівні і радіальні сили в цих полюсах, . Ці сили зрівноважаться на сателіті. Отже, сила, що згинає вісь сателіта і навантажує підшипники, .

Але при числах обертів, що наближаються до тисячі, необхідно вже враховувати відцентрову силу, що діє в радіальному напрямку і згинає вісь сателіта, а також навантажує підшипник. Ця сила рівна:

,

де - вага деталей, відцентрова сила яких навантажує вісь сателіта і її опори (сателіт, підшипники, частина осі сателіта, яка не має опори, розпірні втулки);

- так званий радіус водила, тобто відстань від центральної осі до осей сателітів;

- кутова швидкість обертання водила в 1/с.

Для зменшення величини відцентрової сили потрібно намагатися зменшити вагу сателіта і деталей його опори, до зменшення кутової швидкості водила і його радіуса. В нашому випадку

.

Таким чином, на основі аналізу конструкцій різьбозгвинчуючого обладнання та існуючих методик його розрахунку ми провели розрахунок планетарної передачі гайковерта, який може бути використаний при виконанні операцій по ТО і ремонту на станціях технічного обслуговування.

3. Технологічна частина

3.1 Способи оцінки зміни технічного стану автомобілів та їх агрегатів

Визначення технічного стану автомобілів та агрегатів особливо необхідно, коли вузол або агрегат відмовив. По окремим практично встановленим ознакам можна знайти спряження або вузол, де порушена працездатність. Але це крайній випадок. Бажано момент настання відмови передбачати заздалегідь для того, щоб його виключити.

У практичних умовах вузол (агрегат) ремонтують, деталі заміняють на основі наявного досвіду експлуатації автомобілів у заданих умовах, пробіг до ремонту оцінюють по статистичним даним з великою погрішністю. Підвищення точності оцінки технічного стану агрегату дозволяє зменшити витрати на ремонт несправного агрегату за рахунок прогнозування пробігу автомобіля до настання граничної зміни технічного стану, якщо відомі гранична величина, закономірність зміни критерію в процесі експлуатації і стан вузла (агрегату) за попередній пробіг.

Причиною зміни технічного стану вузла є знос. Але, визначають безпосередньо по зносу тільки технічний стан шин, коробки передач, заднього моста, рульового керування - по зміні висоти протектора, по зазорах у зубчастих передачах, у шарнірах і інших спряженнях. Величину несправності вузлів, агрегатів оцінюють по зміні експлуатаційних показників: витраті масла, проривові газів у картер двигуна, шумам, температурі нагрівання й ін.

При обґрунтуванні оптимального режиму технічного обслуговування автомобіля перелік операцій визначають за коефіцієнтом повторюваності, періодичність установлюють поки що по статистичним даним пробігуу автомобіля до припустимого значення параметра вузла, агрегату. Оскільки пробіг до граничного стану вузла є випадковим, то розкид даних великий і тому для зниження витрат періодичність до технічного обслуговування приймають більше мінімальної, з урахуванням довірчого рівня імовірності. Але при цьому, як відомо, визначена частина автомобілів має потребу в технічному обслуговуванні раніш установленої періодичності, а більша частина - пізніше. Для скорочення витрат на технічне обслуговування і підвищення надійності необхідно проводити робити, коли параметр досягає припустимого значення. А це важливо тільки при своєчасному і точному визначенні технічного стану автомобіля без його розбирання. Технічний контроль, що у даний час в автотранспортних підприємствах роблять головним чином візуально, недостатньо ефективний, оцінка технічного стану залежить від кваліфікації контролера. Для об'єктивного контролю необхідні відповідні контрольні прилади. Інструментальне визначення технічного стану вузла, агрегату без розбирання називають діагностикою.

У залежності від технології проведення діагностику поділяють на стендову і ходову, застосовують головним чином стендову. Для ходової діагностики на автомобіль установлюють прилади на час випробувань, наприклад, мірний бачок при перевірці витрати палива автомобілем. Більш прогресивної є ходова діагностика за допомогою вбудованих приладів, що дозволяють у будь-який момент перевірити стан агрегату (за прикладом покажчика температури води, тиску масла і кількості палива в баці).

Застосування засобів діагностики знижує витрати на технічне обслуговування і поточний ремонт на 5%, витрата запасних деталей і матеріалів - на 10%, палива і шин - на 20%. Строк окупності засобів діагностики у великому (500-600 автомобілів) автотранспортному підприємстві біля року.

Для створення приладів, за допомогою яких можна визначити технічний стан агрегату без розбирання, необхідно, насамперед, установити діагностуючий симптом, що характеризував би технічний стан об'єкта, зміну в структурі об'єкта.

Технічний стан автомобіля характеризують структурні параметри (зазори, міжцентрові відстані, прогини, зсуви, лінійні розміри, стан поверхонь деталей, що сполучаються, і т.д.). Взаємодія автомобіля з зовнішнім середовищем (дорожні, кліматичні й ін. умови) змінюють його технічний стан. Зміна структурних параметрів агрегатів автомобіля має визначені закономірності, не вивчені в повному обсязі.

При роботі складних динамічних систем відбуваються різного роду фізичні, механічні, хімічні й інші процеси. Параметри цих процесів називають вихідними, вони змінюються зі зміною структурних параметрів. Вихідні процеси залежать від зовнішніх умов, технічного стану об'єкта (внутрішніх умов). При діагностуванні приймають зовнішні умови строго фіксованими, і тоді зміна вихідних процесів визначається тільки зміною структурних параметрів об'єкта.