Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Механизмы управления

1. Рулевое управление

Назначение рулевого управления и схема поворота автомобиля

Рулевое управление служит для изменения направления движения автомобиля поворотом передних управляемых колес. Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода. На грузовых автомобилях большой грузоподъемности в рулевом управлении применяют усилитель, который облегчает управление автомобилем, уменьшает толчки на рулевое колесо и повышает безопасность движения.

Схема поворота автомобиля

Рулевой механизм служит для увеличения и передачи на рулевой привод усилия, прилагаемого водителем к рулевому колесу. Рулевой механизм преобразует вращение рулевого колеса в поступательное перемещение тяг привода, вызывающее поворот управляемых колес. При этом усилие, передаваемое водителем, от рулевого колеса к поворачиваемым колесам, возрастает во много раз.

Рулевой привод совместно с рулевым механизмом передает управляющее усилие от водителя непосредственно к колесам и обеспечивает этим поворот управляемых колес на задаваемый угол.

Чтобы совершить поворот без бокового скольжения колес, все они должны катиться по дугам разной длины, описанным из центра поворота О см. рис. При этом передние управляемые колеса должны поворачиваться на разные углы. Внутреннее по отношению к центру поворота колесо должно поворачиваться на угол альфа-В, наружное - на меньший угол альфа-Н. Это обеспечивается соединением тяг и рычагов рулевого привода в форме трапеции. Основанием трапеции служит балка 1 переднего моста автомобиля, боковыми сторонами являются левый 4 и правый 2 поворотные рычаги, а вершину трапеции образует поперечная тяга 3, которая соединяется с рычагами шарнирно. К рычагам 4 и 2 жестко присоединены поворотные цапфы 5 колес.

Один из поворотных рычагов, чаще всего левый рычаг 4, имеет связь с рулевым механизмом через продольную тягу 6. Таким образом, при приведении в действие рулевого механизма продольная тяга, перемещаясь вперед или назад, вызывает поворот обоих колес на разные углы в соответствии со схемой поворота.

механизм управление рулевой автомобиль

Схемы рулевого управления

Расположение и взаимодействие деталей рулевого управления, не имеющего усилителя, можно рассмотреть на схеме (см. рисунок). Здесь рулевой механизм состоит из рулевого колеса 3, рулевого вала 2 и рулевой передачи 1, образованной зацеплением червячной шестерни (червяка) с зубчатым стопором, на вал которого крепится сошка 9 рулевого привода. Сошка и все остальные детали рулевого управления: продольная тяга 8, верхний рычаг левой поворотной цапфы 7, нижние рычаги 5 левой и правой поворотных цапф, поперечная тяга 6 составляют рулевой привод.

Поворот управляемых колес происходит при вращении рулевого колеса 3, которое через вал 2 передает вращение рулевой передаче 1. При этом червяк передачи, находящийся в зацеплении с сектором, начинает перемещать сектор вверх или вниз по своей нарезке. Вал сектора приходит во вращение и отклоняет сошку 9, которая своим верхним концом насажена на выступающую часть вала сектора. Отклонение сошки передается продольной тяге 8, которая перемещается вдоль своей оси. Продольная тяга 8 связана через верхний рычаг 7 с поворотной цапфой 4, поэтому ее перемещение вызывает поворот левой поворотной цапфы. От нее усилие поворота через нижние рычаги 5 и поперечную тягу 6 передается правой цапфе. Таким образом происходит поворот обоих колес.

Управляемые колеса поворачиваются рулевым управлением на ограниченный угол, равный 28-35°. Ограничение вводится для того, чтобы исключить при повороте задевание колесами деталей подвески или кузова автомобиля.

Конструкция рулевого управления очень сильно зависит от типа подвески управляемых колес. При зависимой подвеске передних колес в принципе сохраняется схема рулевого управления, приведенная на (рис. а), при независимой подвеске (рис. 6) рулевой привод несколько усложняется.

2. Основные типы рулевых механизмов и приводов

Рулевой механизм

Он обеспечивает поворот управляемых колес с небольшим усилием на рулевом колесе. Это может быть достигнуто за счет увеличения передаточного числа рулевого механизма. Однако передаточное число ограничено количеством оборотов рулевого колеса. Если выбрать передаточное число с количеством оборотов рулевого колеса больше 2-3, то существенно увеличивается время, требуемое на поворот автомобиля, а это недопустимо по условиям движения. Поэтому передаточное число в рулевых механизмах ограничивают в пределах 20-30, а для уменьшения усилия на рулевом колесе в рулевой механизм или привод встраивают усилитель.

Ограничение передаточного числа рулевого механизма также связано со свойством обратимости, т. е. способностью передавать обратное вращение через механизм на рулевое колесо. При больших передаточных числах увеличивается трение в зацеплениях механизма, свойство обратимости пропадает и самовозврат управляемых колес после поворота в прямолинейное положение оказывается невозможным.

Рулевые механизмы в зависимости от типа рулевой передачи разделяют на:

· червячные,

· винтовые,

· шестеренчатые.

Рулевой механизм с передачей типа червяк - ролик имеет в качестве ведущего звена червяк, закрепленный на рулевом валу, а ролик установлен на роликовом подшипнике на одном валу с сошкой. Чтобы сделать полное зацепление при большом угле поворота червяка, нарезку червяка выполняют по дуге окружности - глобоиде. Такой червяк называют глобоидным.

В винтовом механизме вращение винта, связанного с рулевым валом, передается гайке, которая заканчивается рейкой, зацепленной с зубчатым сектором, а сектор установлен на одном валу с сошкой. Такой рулевой механизм образован рулевой передачей типа винт-гайка-сектор.

В шестеренчатых рулевых механизмах рулевая передача образуется цилиндрическими или коническими шестернями, к ним же относят передачу типа шестерня-рейка. В последних цилиндрическая шестерня связана с рулевым валом, а рейка, зацепленная с зубьями шестерни, выполняет роль поперечной тяги. Реечные передачи и передачи типа червяк-ролик преимущественно применяют на легковых автомобилях, так как обеспечивают сравнительно небольшое передаточное число. Для грузовых автомобилей используют рулевые передачи типа червяк-сектор и винт-гайка-сектор, снабженные либо встроенными в механизм усилителями, либо усилителями, вынесенными в рулевой привод.

Рулевой привод

Рулевой привод предназначен для передачи усилия от рулевого механизма на управляемые колеса, обеспечивая при этом их поворот на неодинаковые углы. Конструкции рулевого привода различаются расположением рычагов и тяг, составляющих рулевую трапецию, по отношению к передней оси. Если рулевая трапеция находится впереди передней оси, то такая конструкция рулевого привода называется передней рулевой трапецией, при заднем расположении - задней трапецией. Большое влияние на конструктивное исполнение и схему рулевой трапеции оказывает конструкция подвески передних колес.

При зависимой подвеске рулевой привод имеет более простую конструкцию, так как состоит из минимума деталей. Поперечная рулевая тяга в этом случае сделана цельной, а сошка качается в плоскости, параллельной продольной оси автомобиля. Можно сделать привод и с сошкой, качающейся в плоскости, параллельной переднему мосту. Тогда продольная тяга будет отсутствовать, а усилие от сошки передается прямо на две поперечные тяги, связанные с цапфами колес.

При независимой подвеске передних колес схема рулевого привода конструктивно сложнее. В этом случае появляются дополнительные детали привода, которых нет в схеме с зависимой подвеской колес. Изменяется конструкция поперечной рулевой тяги. Она сделана расчлененной, состоящей из трех частей: основной поперечной тяги 4 и двух боковых тяг - левой 3 и правой 6. Для опоры основной тяги 4 служит маятниковый рычаг 5, который по форме и размерам соответствует сошке 1. Соединение боковых поперечных тяг с поворотными рычагами 2 цапф и с основной поперечной тягой выполнено с помощью шарниров, которые допускают независимые перемещения колес в вертикальной плоскости. Рассмотренная схема рулевого привода применяется главным образом на легковых автомобилях.

Рулевой привод, являясь частью рулевого управления автомобиля, обеспечивает не только возможность поворота управляемых колес, но и допускает колебания колес при наезде ими на неровности дороги. При этом детали привода получают относительные перемещения в вертикальной и горизонтальной плоскостях и на повороте передают усилия, поворачивающие колеса. Соединение деталей при любой схеме привода производят с помощью шарниров шаровых либо цилиндрических.

3. Устройство и работа рулевых механизмов

Рулевой механизм с передачей типа червяк - ролик

Он широко распространен на легковых и грузовых автомобилях. Основными деталями рулевого механизма являются рулевое колесо 4, рулевой вал 5, установленный в рулевой колонке 3 и соединенный с глобоидным червяком 1. Червяк установлен в картере 6 рулевой передачи на двух конических подшипниках 2 и зацеплен с трехгребневым роликом 7, который вращается на шарикоподшипниках на оси. Ось ролика закреплена в вильчатом кривошипе вала 8 сошки, опирающемся на втулку и роликовый подшипник в картере 6. Зацепление червяка и ролика регулируют болтом 9, в паз которого вставлен ступенчатый хвостовик вала сошки. Фиксация заданного зазора в зацеплении червяка с роликом производится фигурной шайбой со штифтом и гайкой.

Рулевой механизм автомобиля ГАЗ-53А

Картер 6 рулевой передачи закреплен болтами к лонжерону рамы. Верхний конец рулевого вала имеет конические шлицы, на которые посажено и закреплено гайкой рулевое колесо.

Рулевой механизм с передачей типа винт - гайк а - рейка - сектор с усилителем

Его применяют в рулевом управлении автомобиля ЗИЛ-130. Усилитель рулевого управления объединен конструктивно с рулевой передачей в один агрегат и имеет гидропривод от насоса 2, который приводится в действие клиновым ремнем от шкива коленчатого вала. Рулевая колонка 4 соединена с рулевым механизмом 1 через короткий карданный вал 3, так как оси рулевого вала и рулевого механизма не совпадают. Это сделано для уменьшения габаритных размеров рулевого управления.

Рулевой механизм автомобиля

На следующем рисунке показано устройство рулевого механизма. Основной частью его является картер 1, имеющий форму цилиндра. Внутри цилиндра размещены поршень - рейка 10 с жестко закрепленной в нем гайкой 3. Гайка имеет внутреннюю нарезку в виде полукруглой канавки, куда заложены шарики 4. Посредством шариков гайка зацеплена с винтом 2, который, в свою очередь, соединен с рулевым валом 5. В верхней части картера к нему крепится корпус 6 клапана управления гидроусилителем. Управляющим элементом в клапане является золотник 7. Исполнительным механизмом гидроусилителя служит поршень - рейка 10, уплотненный в цилиндре картера с помощью поршневых колец. Рейка поршня соединена нарезкой с зубчатым сектором 9 вала 8 сошки.

Устройство рулевого механизма с встроенным гидроусилителем

Вращение рулевого вала преобразуется передачей рулевого механизма в перемещение гайки - поршня по винту. При этом зубья рейки поворачивают сектор и вал с закрепленной на нем сошкой, благодаря чему происходит поворот управляемых колес.

При работающем двигателе насос гидроусилителя подает масло под давлением в гидроусилитель, вследствие чего при совершении поворота усилитель развивает дополнительное усилие, прикладываемое к рулевому приводу. Принцип действия усилителя основан на использовании давления масла на торцы поршня - рейки, которое создает дополнительную силу, передвигающую поршень и облегчающую поворот управляемых колес. [ 1 ]

Схема поворота автомобиля

Одна из самых важных систем ТС с точки зрения безопасности движения -- система рулевого управления, обеспечивающая его движение (поворот) в заданном направлении. В зависимости от конструктивных особенностей колесных ТС различают три способа поворота:

При помощи поворота управляемых колес одной, нескольких или всех осей

Созданием разности скоростей неуправляемых колес правого и левого бортов машин (поворот «погусеничному»)

Взаимным принудительным поворотом звеньев щарнирно-сочлененного ТС

Много- или двухзвенные колесные ТС (автопоезда), состоящие из колесного тягача, прицепа (прицепов) или полуприцепа (полуприцепов), осуществляют поворот при помощи управляемых колес только тягача или тягача и прицепного (полуприцепного) звена.

Наиболее широкое распространение получили схемы колесных машин с поворотными (управляемыми) колесами.

При увеличении числа пар управляемых колес уменьшается минимально возможный радиус поворота машины, т. е, улучшаются маневренные качества ТС. Однако стремление улучшить маневренность за счет применения передних и задних управляемых колес существенно усложняет конструкцию привода управления ими. Максимальный угол повороту управляемых колес обычно не превышает 35 …40°.

Схемы поворота двух-, трех- и четырехосных колесных машин с управляемыми колесами

Рис. Схемы поворота двух-, трех- и четырехосных колесных машин с управляемыми колесами: а, б -- передними; в -- передними и задними; е, ж -- первой и второй осей; з -- всех осей

Схемы поворота колесной машины с неуправляемыми колесами

Рис. Схемы поворота колесной машины с неуправляемыми колесами:

а -- с большим радиусом поворота; б -- с нулевым радиусом; О -- центр поворота; V1, V2 -- скорости движения отстающего и забегающего бортов машины

Поворотом управляемых колес ТС водитель заставляет его передвигаться по траектории заданной кривизны в соответствии с углами поворота колес. Чем больше угол их поворота относительно продольной оси машины, тем меньше радиус поворота ТС.

Схема поворота «по-гусеничному» принципу используется сравнительно редко и в основном на специальных ТС. Примером может служить колесный тягач с неповоротными колесами и трансмиссией, обеспечивающей поворот тягача практически вокруг его геометрического центра. Такую же схему поворота имеет отечественный луноход, имеющий электромотор-колеса с формулой 8Ч8. Поворот подобных ТС осуществляется при неодинаковой скорости колес разных бортов машины. Такое управление поворотом наиболее просто обеспечить прекращением подачи вращающего момента на отстающий при повороте борт машины, скорость колес которого уменьшается вследствие их подтормаживания. Чем больше разность скоростей забегающего V2, т.е. внешнего по отношению к центру поворота (точка О), и отстающего V1(внутреннего по отношению к центру поворота) бортов машины, тем меньше радиус ее криволинейного движения. В идеальном случае, если скорости всех колес обоих бортов будут равны, но направлены в противоположные стороны (V2 = -V1), мы получим нулевой радиус поворота, т. е. машина будет поворачиваться вокруг своего геометрического центра.

Основными недостатками ТС с неуправляемыми колесами являются повышенный расход мощности на совершение поворота и больший износ шин по сравнению с автомобилями, имеющими управляемые колеса.

Шарнирносочлененные схемы поворота ТС для инженерных тягачей. Эти машины обладают хорошей маневренностью (минимальный радиус поворота у них меньше, чем у обычных автомобилей с такой же базой и лучшей приспособляемостью к неровностям дороги (из-за наличия шарниров в сцепном устройстве тягача и прицепного звена), а также обеспечивают возможность использования колес большого диаметра, что улучшает проходимость этих ТС.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Обеспечение движения автомобиля в заданном водителем направлении как основное назначение рулевого управления автомобиля Камаз-5311. Классификация рулевых механизмов. Устройство рулевого управления, принцип его работы. Техническое обслуживание и ремонт.

курсовая работа , добавлен 14.07.2016


Обзор схем и конструкций рулевых управлений автомобилей. Описание работы, регулировок и технических характеристик проектируемого узла. Кинематический, гидравлический и силовой расчет рулевого управления. Прочностные расчеты элементов рулевого управления.

курсовая работа , добавлен 25.12.2011


Основная причина пробок и лучший вариант избежать городской пробки. Особенности управления автомобилем в пробке. Перестроение для поворота в сплошном потоке. Объезд возникшего препятствия. Проезд регулируемых перекрестков. Выезд на главную дорогу.

реферат , добавлен 06.02.2008


Расчет рулевого управления автомобиля. Силовое передаточное число рулевого управления. Момент сопротивления повороту управляемых колес. Расчет конструкции рулевых механизмов. Расчет тормозных механизмов, усилителей тормозных гидроприводов автомобиля.

методичка , добавлен 19.01.2015


Анализ рабочих процессов агрегатов (сцепления, подвески), рулевого и тормозного управления автомобиля. Кинематический и прочностный расчет механизмов и деталей автомобиля Москвич-2140. Определение показателей плавности хода автомобиля (подвеска).

курсовая работа , добавлен 01.03.2011


Устройство рулевого привода грузового автомобиля. Внешний контроль технического состояния деталей привода, оценка работы ограничителей поворота. Регулировка зазоров в продольной тяге. Перечень возможных неисправностей, связанных с рулевым приводом.

курсовая работа , добавлен 22.05.2013


Общее устройство автомобиля и назначение его основных частей. Рабочий цикл двигателя, параметры его работы и устройство механизмов и систем. Агрегаты силовой передачи, ходовой части и подвески, электрооборудования, рулевого управления, тормозной системы.

реферат , добавлен 17.11.2009


Раздаточная и дополнительная коробки передач. Понижающая передача в раздаточной коробке автомобиля. Назначение и типы рулевых механизмов. Схема привода рабочей тормозной системы автомобиля ГАЗ-3307. Назначение и общее устройство прицепов-тяжеловозов.

контрольная работа , добавлен 03.03.2011


Технологический процесс ремонта рулевого управления автомобиля ВАЗ 2104. Увеличенный свободный ход рулевого колеса. Измеритель суммарного люфта рулевого управления. Стенд развал-схождение, его тестирование. Оборудование и инструмент для ремонта.

дипломная работа , добавлен 25.12.2014


Назначение и общая характеристика рулевого управления автомобиля КамАЗ–5320 и колесного трактора МТЗ–80 с гидроусилителем. Основные регулировки рулевого управления. Возможные неисправности и техническое обслуживание. Насос гидравлического усилителя.

Нагрузки в элементах рулевого управления и рулевого привода определяются на основании следующих двух расчетных случаев:

По заданному расчетному усилию на рулевом колесе;

По максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте.

При движении автомобиля по дорогам с неровной поверхностью или при торможении с различными коэффициентами сцепления под управляемыми колесами ряд деталей рулевого управления воспринимает динамические нагрузки, которые лимитируют прочность и надежность рулевого управления. Динамическое воздействие учитывается введением коэффициента динамичности к д = 1,5...3,0 .

Расчетное усилие на рулевом колесе для легковых автомобилей P PK = 700 H . Для определения усилия на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте 166 Рулевое управление
необходимо рассчитать момент сопротивления повороту по следующей эмпирической формуле

M c = (2р о /3)VО ъ к / р ш ,

где р о - коэффициент сцепления при повороте колеса на месте ((р о = 0,9...1,0), G k - нагрузка на управляемое колесо, р ш - давление воздуха в шине.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Р ш = Mc /(u a R PK nPp y ),

где u a - угловое передаточное число.

Если вычисленное значение усилия на рулевом колесе превосходит указанное выше условное расчетное усилие, то на автомобиле требуется установка рулевого усилителя. Рулевой вал. В большинстве конструкций его выполняют полым. Рулевой вал нагружается моментом

М РК = P PK R PK .

Напряжение кручения полого вала

т = M PK D/. (8.4)

Допускаемое напряжение [т] = 100 МПа.

Проверяется также угол закрутки рулевогого вала, который допускается в пределах 5...8° на один метр длины вала.

Рулевой механизм. Для механизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяется контактное напряжение в зацеплении

о= Px /(Fn) , (8.5)

P x - осевое усилие, воспринимаемое червяком; F - площадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов, рис. 8.4), и-число гребней ролика.

Осевая сила

Px = Мрк /(r wo tgP),

Материал червяка-цианируемая сталь ЗОХ, 35Х, 40Х, ЗОХН; материал ролика- цементуемая сталь 12ХНЗА, 15ХН.

Допускаемое напряжение [а] = 7...8МПа.

Для винтореечного механизма в звене "винт-шариковая гайка" определяют условную радиальную нагрузку P 0 на один шарик

Р ш = 5P x /(mz COs -$кон) ,

где m - число рабочих витков, z - число шариков на одном витке, 8 кон - угол контакта шариков с канавками (д кон = 45 o).

Следует учитывать, что наибольшие нагрузки в винтовой паре имеют место при неработающем усилителе.

Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87, при этом конусностью зубьев сектора пренебрегают. Окружное усилие на зубьях сектора

Р сек = М РкЬмЪм / r ceK + Р^Щ /4 ,

где r ceK - радиус начальной окружности сектора, р ж - максимальное давление жидкости в усилителе, Е гц - диаметр гидроцилиндра усилителя.

Второе слагаемое применяется в том случае, если усилитель нагружает рейку и сектор, т. е. когда рулевой механизм объединен с гидроцилиндром.

Материал сектора - сталь 18ХГТ, ЗОХ, 40Х, 20ХНЗА, [а и ] = 300...400 МПа, [о сж ] = 1500 МШ.

Вал рулевой сошки. Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя

/(0,2d 3),

Эквивалентное напряжение рассчитывается по третьей теории прочности. Материал сошки: сталь 30, Рис. 8.5. Расчетная схема рулевой сошки 18ХГТ, [<У экв ] = 300...400 МПа.

Шаровой палец сошки. Напряжение изгиба

(8.11)

Материал: сталь 40X, 20XH3A. Допускаемое напряжение = 300...400МПа. Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара d„,)

q = 4P oo0 /(nd0), [q] = 25...35 МПа. Рулевое управление

Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания

о ср = Роо0 /F m , [о ср ] = 25...35 МПа. (8.12)

Продольная тяга (рис.8.6). Сила Р со0 вызывает напряжение сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги.

Напряжение сжатия

о <ж = Рсо0 /F, (8.13)

где F - площадь поперечного сечения тяги.

Критическое напряжение при продольном изгибе

Окр =П EJ /(L T F ), (8.14)

где L T - длина прдольной тяги, J = n(D 4 -d 4)/64 - момент инерции поперечного сечения.

Запас устойчивости тяги

8=° кр /о сж =ж 2 EJ /(P com LT ).

Материал: сталь 20, сталь 35.

Поворотный рычаг. Поворотный рычаг нагружается изгибающей силой Р со0 и скручивающим моментом Р сош 1 .

Напряжение изгиба

Ои = Р тш */Wu. (8.15)

Напряжение кручения

^ = P m J/Wk . (8.16)

Материал: сталь 30, сталь 40, 40ХГНМ. [о же ] = 300...400 МПа.

Нагрузки и напряжения, действующие в деталях рулевого управления можно рассчитать, задавая максимальное усилие на рулевом колесе или определяя это усилие по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес автомобиля на месте (что более целесообразно). Эти нагрузки являются статическими.

В рулевом механизме рассчитывают рулевое колесо, рулевой вал и рулевую передачу.

Максимальное усилие на рулевом колесе для рулевых управлений без уси­лителей – = 400 Н; для автомобилей с усилителями –
= 800 Н.

При расчете максимального усилия на рулевом колесе по мак­симальному сопротивлению повороту управляемых колес на ме­сте момент сопротивления повороту можно определить по эмпирической зависимости:

, (13.12)

где –коэффициент сцепления при повороте управ­ляемого колеса на месте;
– нагрузка на колесо;
–давление воздуха в шине.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте рассчитывают по формуле:

, (13.13)

где
– угловое передаточное число рулевого управления;
–радиус рулевого колеса;
– КПД рулевого управления.

По заданному или найденному усилию на рулевом колесе рас­считывают нагрузки и напряжения в деталях рулевого управле­ния.

Спицы рулевого колеса рассчитывают на изгиб, предполагая при этом, что усилие на рулевом колесе распределяется между спицами поровну. Напряжения изгиба спиц определяют по формуле:

, (13.14)

где
–длина спицы;
– диаметр спицы;
–число спиц.

Рулевой вал обычно выполняют трубча­тым. Вал работает на кручение, нагружаясь моментом:

. (13.15)

Напряжения кручения трубчатого вала рассчитывают по формуле:

, (13.16)

где
,
–наружный и внутренний диаметры вала соответственно.

Допустимые напряжения кручения рулевого вала – [
] = 100 МПа.

Рулевой вал проверяют также на жесткость по углу закручива­ния:

, (13.17)

где
–длина вала;
–модуль упругости 2-го рода.

Допустимый угол закручивания – [
] = 5 ÷ 8° на один метр длины вала.

В червячно-роликовой рулевой передаче глобоидный червяк и ролик рассчитывают на сжатие, контактные напряжения в зацеплении при котором определя­ют по формуле:

, (13.18)

где –осевая сила, действующая на червяк;
– площадь кон­такта одного гребня ролика с червяком; –число гребней ролика.

Осевую силу, действующую на червяк, рассчитывают по формуле:

, (13.19)

где – начальный радиус червяка в наименьшем сечении;
– угол подъема винтовой линии червяка.

Площадь контакта одного гребня ролика с червяком можно определить по формуле:

где и –радиусы зацепления ролика и червя­ка соответственно; и
– углы зацепления ролика и червяка.

Допустимые напряжения сжатия – [
] = 2500 ÷ 3500 МПа.

В винтореечной передаче пара «винт – шариковая гайка» проверя­ется на сжатие с учетом радиальной нагрузки на один шарик:

, (13.21)

где
– число рабочих витков;
– число шариков на одном витке (при полном заполнении канавки);
– угол контакта шариков с канавками.

Прочность шарика определяют по контактным напряжениям, рассчитываемым по формуле:

, (13.22)

где
– коэффициент кривизны соприкасающихся поверхностей; – модуль упругости 1-го рода;
и
– диа­метры шарика и канавки соответственно.

Допустимые контактные напряжения [
] = 2500 ÷3500 МПа.

В паре «рейка – сектор» рассчитывают зубья на изгиб и контакт­ные напряжения аналогично цилиндрическому зацеплению. При этом окружное усилие на зубьях сектора (при отсут­ствии или неработающем усилителе) определяют по формуле:

, (13.23)

где – радиус начальной окружности сектора.

Допустимые напряжения – [
] = 300 ÷400 МПа; [
] = 1500 МПа.

Реечную рулевую передачу рассчитывают аналогично.

В рулевом приводе рассчитывают вал рулевой сошки, рулевую сошку, палец рулевой сошки, продольную и по­перечную рулевые тяги, поворотный рычаг и рычаги поворотных кулаков (поворотных цапф).

Вал рулевой сошки рассчитывают на кручение.

При отсутствии усилителя напряжения вала сошки определяют по формуле:

, (13.24)

где – диаметр вала сошки.

Допустимые напряжения – [
] = 300 ÷350 МПа.

Расчет сошки проводят на изгиб и кручение в опасном сечении А -А .

При отсутствии усилителя максимальную силу, действующую на шаровой палец от продольной рулевой тяги, рассчитывают по формуле:

, (13.25)

где –расстояние между центрами головок рулевой сошки.

Напряжения изгиба сошки определяют по формуле:

, (13.26)

где – плечо изгиба сошки;a и b – размеры сечения сошки.

Напряжения кручения сошки определяют по формуле:

, (13.27)

где –плечо кручения.

Допустимые напряжения [
] = 150 ÷200 МПа; [
] = 60 ÷80 МПа.

Шаровой палец сошки рассчитывают на изгиб и срез в опасном сечении Б -Б и на смятие между сухарями продольной рулевой тяги.

Напряжения изгиба пальца сошки рассчитывают по формуле:

, (13.28)

где e – плечо изгиба пальца;
–диаметр пальца в опасном сечении.

Напряжения среза пальца определяют по формуле:

. (13.29)

Напряжения смятия пальца рассчитывают по формуле:

, (13.30)

где – диаметр шаровой головки пальца.

Допустимые напряжения – [
] = 300 ÷400 МПа; [
] = 25 ÷35 МПа; [
] = 25 ÷35 МПа.

Расчет шаровых пальцев продольной и поперечной рулевых тяг проводится аналогично расчету шарового пальца рулевой сошки с учетом действующих нагрузок на каждый палец.

Продольную рулевую тягу рассчитывают на сжатие и про­дольный изгиб.

Напряжения сжатия определяют по формуле:

, (13.31)

где
– площадь поперечного сечения тяги.

При продольном изгибе в тяге возникают критические напря­жения, которые рассчитывают по формуле:

, (13.32)

где –модуль упругости 1-го рода; J – момент инерции трубчатого сечения; – длина тяги по центрам шаровых пальцев.

Запас устойчивости тяги можно определить по формуле:

. (13.33)

Запас устойчивости тяги должен составлять –
=1,5 ÷2,5.

Поперечная рулевая тяга нагружается силой:

, (13.34)

где
и– активные длины поворотного рычага и рычага поворотного кулака соответственно.

Поперечную рулевую тягу рассчитывают на сжатие и продоль­ный изгиб так же, как и продольную рулевую тягу.

Поворотный рычаг рассчитывают на изгиб и кручение.

. (13.35)

. (13.36)

Допустимые напряжения – [
] = 150 ÷ 200 МПа; [
] = 60 ÷ 80 МПа.

Рычаги поворотных кулаков также рассчитывают на изгиб и кручение.

Напряжения изгиба определяют по формуле:

. (13.37)

Напряжения кручения рассчитывают по формуле:

. (13.38)

Таким образом, при отсутствии усилителя в основе прочностного расчета деталей рулевого управления лежит максимальное усилие на рулевом колесе. При наличии усилителя детали рулевого привода, расположенные между усилителем и управляемыми колесами, нагружены, кроме того, усилием, развиваемым усилителем, что необходимо учитывать при проведении расчетов.

Расчет усилителя обычно вклю­чает в себя следующие этапы:

выбор типа и компоновки усилителя;

статический расчет – определение сил и перемещений, раз­меров гидроцилиндра и распределительного устройства, центрирующих пружин и площадей реак­тивных камер;

динамический расчет – определение времени включения уси­лителя, анализ колебаний и устойчивости работы усилителя;

гидравлический расчет – определение производительности насоса, диаметров трубопроводов и т.п.

В качестве контрольных нагрузок, действующих на детали рулевого управления, могут быть взяты нагрузки, возникающие при наездах управляемых колес на дорожные неровности, а также нагрузки, возникающие в рулевом приводе, например, при торможении из-за неодинаковых тормозных сил на управляемых колесах или при разрыве шины одного из управляемых колес.

Данные дополнительные расчеты позволяют полнее оценить проч­ностные характеристики деталей рулевого управления.

Как уже отмечалось выше, рулевое управление с усилителем является элементарной системой автоматического регулирования с жесткой обратной связью. При неблагоприятном сочетании параметров система такого типа может оказаться неустойчивой В данном случае неустойчивость системы выражается в автоколебаниях управляемых колес. Такие колебания наблюдались на некоторых экспериментальных образцах отечественных автомобилей.

Задача динамического расчета - найти условия, при которых автоколебания не могли бы возникнуть, если все необходимые параметры для расчета известны, или выявить, какие параметры следует изменить, чтобы прекратить автоколебания на экспериментальном образце, если они наблюдаются.

Предварительно рассмотрим физическую сущность процесса возникновения колебания управляемых колес. Вновь обратимся к схеме усилителя, представленной на рис. 1. Усилитель может включаться как водителем при приложении усилия к рулевому колесу, так и управляемыми колесами от толчков со стороны дороги.

Как показывают опыты , такие колебания могут возникать во время прямолинейного движения автомобиля с большой скоростью, на поворотах при движении с небольшой скоростью, а также при поворотах колес на месте.

Рассмотрим первый случай. При повороте управляемого колеса от толчков со стороны дороги или по другой какой-либо причине корпус распределителя начнет смещаться относительно золотника, и, как только будет устранен зазор Δ 1 жидкость начнет поступать в полость A силового цилиндра. Рулевое колесо и сошка рулевого управления считаются при этом неподвижными Давление в полости A станет повышаться и препятствовать продолжению поворота. Из-за эластичности резиновых шлангов гидросистемы и упругости механических связей для заполнения полости A жидкостью (для создания рабочего давления) необходимо определенное время, в течение которого управляемые колеса успеют повернуться на некоторый угол. Под действием давления в полости A колеса начнут поворачиваться в другую сторону до тех пор, пока золотник не займет нейтрального положения. Затем давление понижается. Сила инерции, а также остаточное давление в полости А повернут управляемые колеса от нейтрального положения вправо, и цикл повторится со стороны правой полости.

Этот процесс изображен на рис. 33, а и б.

Угол θ 0 соответствует такому повороту управляемых колес, при котором сила, передаваемая рулевому приводу, достигает величины, необходимой для перемещения золотника.

На рис. 33,в приведена зависимость p = f(θ), построенная по кривым рис. 33,а и б. Поскольку ход штока можно считать линейной функцией угла поворота (ввиду малости угла θ max), график (рис. 33, в) можно рассматривать как индикаторную диаграмму силового цилиндра усилителя. Площадь индикаторной диаграммы определяет работу, затрачиваемую усилителем на раскачивание управляемых колес.

Следует обратить внимание, что описанный процесс может наблюдаться только,если при колебаниях управляемых колес рулевое колесо остается неподвижным. Если рулевое колесо поворачивается, усилитель не включается. Так, например, усилители с приводом распределителей от углового смещения верхней части рулевого вала относительно нижней обычно обладают этим свойством и не вызывают автоколебаний

При повороте управляемых колес на месте или при движении автомобиля с малой скоростью колебания, вызываемые усилителем, по характеру отличаются от рассмотренных Давление во время таких колебаний повышается только в одной полости. Индикаторная диаграмма для этого случая изображена на рис. 33, г.

Такие колебания могут быть объяснены следующим образом. Если в момент, соответствующий повороту колес на некоторый угол θ r , задержать рулевое колесо, то управляемые колеса (под действием сил инерции и остаточного давления в силовом цилиндре) будут продолжать двигаться и повернутся на угол θ r + θ max . Давление в силовом цилиндре при этом упадет до 0, так как золотник будет находится в положении, соответствующем повороту колес на угол θ r . После этого сила упругости шины начнет поворачивать управляемое колесо в обратном направлении. Когда колесо вновь повернется на угол θ r , усилитель включится. Давление в системе начнет повышаться не сразу, а спустя некоторое время, за которое управляемое колесо сможет повернуться на угол θ r -θ max . Поворот влево в этот момент прекратится, поскольку силовой цилиндр вступит в работу, и цикл повторится сначала.

Обычно работа усилителя, определяемая площадью индикаторных диаграмм, незначительна по сравнению с работой трения в шкворнях, соединениях рулевых тяг и резине, и автоколебания не возможны. Когда площади индикаторных диаграмм велики, а работа, ими определяемая, сравнима с работой трения, незатухающие колебания вероятны. Такой случай исследуется ниже.

Для нахождения условий устойчивости системы наложим на нее ограничения:

1. Управляемые колеса имеют одну степень свободы и могут поворачиваться только вокруг шкворней в пределах зазора в распределителе усилителя.
2. Рулевое колесо жестко закреплено в нейтральном положении.
3. Связь между колесами абсолютно жесткая.
4. Масса золотника и деталей, связывающих его с управляющими колесами, пренебрежимо мала.
5. Силы трения в системе пропорциональны первым степеням угловых скоростей.
6. Жесткости элементов системы постоянны и не зависят от величины соответствующих перемещений или деформаций.

Остальные принятые при анализе допущения оговариваются в процессе изложения.

Ниже исследуются устойчивость рулевых управлений с гидроусилителями, смонтированными по двум возможным вариантам: с длинной обратной связью и короткой.

Структурная и расчетная схемы первого варианта изображены на рис. 34 и 35 сплошными линиями, второго - штриховыми. При первом варианте обратная связь воздействует на распределитель после того, как силовой цилиндр осуществил поворот управляемых колес. При втором варианте корпус распределителя перемещается, выключая усилитель, одновременно со штоком силового цилиндра.

Вначале рассмотрим каждый элемент схемы с длинной обратной связью.

Рулевой механизм (на структурной схеме не показан). Поворот рулевого колеса на некоторый небольшой угол а вызывает усилие T c в продольной тяге

T c = c 1 (αi р.м l c - x 1), (26)

где c 1 - приведенная к продольной тяге жесткость рулевого вала и продольной тяги; l c - длина сошки; x 1 - перемещение золотника.

Привод распределителя. Для привода управления распределителем входной величиной является усилие T c , выходной - смещение золотника x 1 . Уравнение привода с учетом обратной связи по углу поворота управляемых колес θ и по давлению в системе p имеет следующий вид при T c >T n:

(27)

где K о.с - коэффициент усилия обратной связи по углу поворота управляемых колес; c n - жесткость центрирующих пружин.

Распределитель. Колебания, вызываемые усилителем движущегося автомобиля, связаны с поочередным включением то одной, то другой полостей силового цилиндра. Уравнение распределителя в этом случае имеет вид

где Q - количество жидкости, поступающей в трубопроводы силового цилиндра; x 1 -θl з K о.с = Δx - смещение золотника в корпусе.

Функция f(Δx) нелинейна и зависит от конструкции золотника распределителя и производительности насоса. В общем случае при заданных характеристике насоса и конструкции распределителя количество жидкости Q, поступающей в силовой цилиндр, зависит как от хода Δx золотника в корпусе, так и от разности давлений Δp на входе в распределитель и выходе из него.

Распределители усилителей конструируют так, чтобы, с одной стороны, при относительно больших технологических допусках на линейные размеры иметь минимальное давление в системе при нейтральном положении золотника, а с другой - минимальное смещение золотника для приведения усилителя в действие. В результате золотниковый распределитель усилителя по характеристике Q = f(Δx, Δp) близок к клапанному, т. е. величина Q не зависит от давления Δp и является только функцией смещения золотника. С учетом направления действия силового цилиндра она будет выглядеть, как изображено на рис. 36, а. Такая характеристика свойственна релейным звеньям систем автоматического регулирования. Линеаризация этих функций проведена по методу гармонической линеаризации . В результате получаем для первой схемы (рис. 36, а)

где Δx 0 - смещение золотника в корпусе, при котором начинается резкий рост давления; Q 0 - количество жидкости, поступающей в напорную магистраль при перекрытых рабочих щелях; a - максимальный ход золотника в корпусе, определяемый амплитудой колебаний управляемых колес.

Трубопроводы. Давление в системе определяется количеством, поступившей в напорную магистраль жидкости и упругостью магистрали:

где x 2 - ход поршня силового цилиндра, положительное направление в сторону действия давления; c 2 - объемная жесткость гидросистемы; c г = dp / dV г (V г = объем напорной магистрали гидросистемы).

Силовой цилиндр. В свою очередь, ход штока силового цилиндра определяется углом поворота управляемых колес и деформацией деталей связи силового цилиндра с управляемыми колесами и с точкой опоры

(31)

где l 2 - плечо приложения усилия силового цилиндра относительно осей шкворней колес; c 2 - жесткость крепления силового цилиндра, приведенная к ходу штока силового цилиндра.

Управляемые колеса. Уравнение поворота управляемых колес относительно шкворней имеет второй порядок и, вообще говоря, нелинейно. Учитывая, что колебания управляемых колес происходят с относительно малыми амплитудами (до 3-4°), можно принять, что стабилизирующие моменты, вызванные упругостью резины и наклоном шкворней, пропорциональны первой степени угла поворота управляемых колес, а трение в системе зависит от первой степени угловой скорости поворота колес. Уравнение в линеаризованном виде выглядит следующим образом:

где J - момент инерции управляемых колес и деталей, жестко с ними связанных относительно осей шкворней; Г - коэффициент, характеризующий потери на трение в рулевом приводе, гидросистеме и в шинах колес; N - коэффициент, характеризующий действие стабилизирующего момента, возникающего вследствие наклонов шкворней и упругости резины шин.

Жесткость рулевого привода в уравнении не учитывается, так как считается, что колебания малы и происходят в интервале углов, при которых корпус золотника перемещается на расстояние, меньшее полного хода или равное ему. Произведение Fl 2 p определяет величину момента, создаваемого силовым цилиндром относительно шкворня, а произведение f рэ l э K о.с p - силу реакции со стороны обратной связи на величину стабилизирующего момента. Влиянием момента, создаваемого центрирующими пружинами, можно пренебречь из-за его малости по сравнению со стабилизирующим.

Таким образом, кроме указанных выше допущений, на систему накладываются следующие ограничения:

1. усилия в продольной тяге линейно зависят от поворота вала сошки, трение в шарнирах продольной тяги и в приводе к золотнику отсутствует;
2. распределитель является звеном с релейной характеристикой, т. е. до определенного смещения Δx 0 золотника в корпусе, жидкость из насоса не поступает в силовой цилиндр;
3. давление в напорной магистрали и силовом цилиндре прямо пропорционально избыточному объему жидкости, поступившей в магистраль, т. е. объемная жесткость гидросистемы c г постоянна.

Рассмотренная схема рулевого управления с гидравлическим усилителем описывается системой из семи уравнений (26) - (32).

Исследование устойчивости системы проведено с помощью алгебраического критерия Рауса-Гурвица .

Для этого произведено несколько преобразований. Найдено характеристическое уравнение системы и условие ее устойчивости, которое определяется следующим неравенством:

(33)

Из неравенства (33) следует, что при a≤Δx 0 колебания невозможны, так как отрицательный член неравенства равен 0.

Амплитуда перемещения золотника в корпусе при заданной постоянной амплитуде колебаний управляемых колес θ max находится из следующего соотношения:

(34)

Если при угле θ max давление p = p max , то перемещение a зависит от соотношения жесткостей центрирующих пружин и продольной тяги c n / c 1 , площади реактивных плунжеров f р.э, силы предварительного сжатия центрирующих пружин T n и коэффициента обратной связи K ос. Чем больше отношение c n / c 1 и площадь реактивных элементов, тем более вероятно, что значение a окажется меньше величины Δx 0 , а автоколебания невозможными.

Однако этот путь устранения автоколебаний не всегда возможен, так как увеличение жесткости центрирующих пружин и размера реактивных элементов, повышая усилия на рулевом колесе, влияют на управляемость автомобиля, а уменьшение жесткости продольной тяги может способствовать возникновению колебаний типа шимми.

В четыре из пяти положительных членов неравенства (33) входит в качестве сомножителя параметр Г, характеризующий трение в рулевом управлении, резине шин и демпфирование вследствие перетеканий жидкости в усилителе. Обычно конструктору сложно варьировать этим параметром. В качестве сомножителей в отрицательный член входят расход жидкости Q 0 и коэффициент обратной связи K о.с. С понижением их значений склонность к автоколебаниям уменьшается. Величина Q 0 близка к производительности насоса. Итак, для устранения автоколебаний, вызываемых усилителем во время движения автомобиля, требуется:

1. Повышение жесткости центрирующих пружин или увеличение площади реактивных плунжеров, если это возможно по условиям легкости рулевого управления.
2. Уменьшение производительности насоса без понижения скорости поворота управляемых колес ниже минимально допустимой.
3. Уменьшение коэффициента усиления обратной связи K о.с, т. е. сокращение хода корпуса золотника (или золотника), вызываемого поворотом управляемых колес.

Если этими способами нельзя устранить автоколебания, то необходимо изменить компоновку рулевого управления или ввести специальный гаситель колебаний (жидкостной или сухого трения демпфер) в систему рулевого управления с усилителем. Рассмотрим другой возможный вариант компоновки усилителя на автомобиле, обладающий меньшей склонностью к возбуждению автоколебаний. Он отличается от предыдущего более короткой обратной связью (см. штриховую линию на рис. 34 и 35).

Уравнения распределителя и привода к нему отличаются от соответствующих уравнений предыдущей схемы.

Уравнение привода к распределителю имеет вид при T c >T n:

(35)

2 уравнение распределителя

(36)

где i э - кинематическое передаточное отношение между перемещением золотника распределителя и соответствующим ему перемещением штока силового цилиндра.

Аналогичное исследование новой системы уравнений приводит к следующему условию отсутствия автоколебаний в системе с короткой обратной связью

(37)

Полученное неравенство отличается от неравенства (33) увеличенным значением положительных членов. В результате все положительные слагаемые больше отрицательных при реальных значениях входящих в них параметров, поэтому система с короткой обратной связью практически всегда устойчива. Трение в системе, характеризуемое параметром Г, может быть уменьшено до нуля, так как четвертый положительный член неравенства не содержит этого параметра.

На рис. 37 представлены кривые зависимости величины трения, необходимого для гашения колебаний в системе (параметр Г) от производительности насоса, рассчитанные по формулам (33) и (37).

Зона устойчивости для каждого из усилителей находится между осью ординат и соответствующей кривой. При расчетах амплитуда колебаний золотника в корпусе принималась минимально возможной из условия включения усилителя: a≥Δx 0 = 0,05 см.

Остальные параметры, входящие в уравнения (33) и (37), имели следующие значения (что приблизительно соответствует рулевому управлению грузового автомобиля грузоподъемностью 8-12 т ): J = 600 кг*см*сек 2 / рад; N = 40 000 кг*см / рад; Q = 200 см 3 / сек; F = 40 см 2 ; l 2 = 20 см; l 3 = 20 см; c г = 2 кГ / см 5 ; c 1 = 500 кГ / см; c 2 = 500 кГ / см; c n = 100 кГ / см; f р.э = 3 см 2 .

У усилителя с длинной обратной связью зона неустойчивости лежит в диапазоне реальных значений параметра Г, у усилителя с короткой обратной связью - в диапазоне не-встречающихся значений параметра.

Рассмотрим колебания управляемых колес, возникающие при поворотах на месте. Индикаторная диаграмма силового цилиндра во время таких колебаний показана на рис. 33, г. Зависимость количества поступающей в силовой цилиндр жидкости от перемещения золотника в корпусе распределителя имеет вид, показанный на рис. 36, б. Во время таких колебаний зазор Δx 0 в золотнике уже устранен поворотом рулевого колеса и при малейшем смещении золотника вызывает поток жидкости в силовой цилиндр и рост давления в нем.

Линеаризация функции (см. рис. 36, в) дает уравнение

(38)

Коэффициент N в уравнении (32) будет определяться в данном случае не действием стабилизирующего момента, а жестокостью шин на скручивание в контакте. Он может быть принят для рассмотренной в качестве примера системы равным N = 400 000 кГ*см / рад.

Условие устойчивости для системы с длинной обратной связью может быть получено из уравнения (33) путем подстановки в него вместо выражения выражения (2Q 0 / πa).

В результате получим

(39)

Члены неравенства (39), содержащие параметр a в числителе, уменьшаются с уменьшением амплитуды колебаний и, начиная с каких-то достаточно малых значений a, ими можно пренебречь. Тогда условие устойчивости выражается в более простой форме:

(40)

При реальных соотношениях параметров неравенство не соблюдается и усилители, скомпонованные по схеме с длинной обратной связью, практически всегда вызывают автоколебания управляемых колес при поворотах на месте с той или иной амплитудой.

Устранить эти колебания без изменения вида обратной связи (и, следовательно, компоновки усилителя) удается в какой-то мере лишь изменением формы характеристики Q = f(Δx), придав ей наклон (см. рис. 36, г), или существенным увеличением демпфирования в системе (параметр Г). Технически для изменения формы характеристики делают специальные скосы на рабочих кромках золотников . Расчет системы на устойчивость с таким распределителем гораздо более сложен, так как допущение о том, что количество жидкости Q, поступающей в силовой цилиндр, зависит только от смещения золотника Δx, уже не может быть принято, ибо рабочий участок перекрытия рабочих щелей растягивается и количество поступающей жидкости Q на этом участке зависит также от перепада давлений в системе до золотника и после него. Метод увеличения демпфирования рассмотрен ниже.

Рассмотрим, что происходит при поворотах на месте, если осуществляется короткая обратная связь. В уравнении (37) выражение [(4π) (Q 0 / a)]√ следует заменить выражением (2 / π)*(Q 0 / a). В результате получим неравенство

(41)

Исключив, как и в предыдущем случае, члены, содержащие величину а в числителе, получим

(42)

В неравенстве (42) отрицательный член примерно на порядок меньше, чем в предыдущем, и поэтому в системе с короткой обратной связью при реально возможных сочетаниях параметров автоколебания не возникают.

Таким образом, для получения заведомо устойчивой системы рулевого управления с гидроусилителем обратная связь должна охватывать только практически безынерционные звенья системы (обычно силовой цилиндр и связанные с ним непосредственно соединительные детали). В наиболее сложных случаях, когда не удается скомпоновать силовой цилиндр и распределитель в непосредственной близости один от другого для гашения автоколебаний в систему вводят гидродемпферы (амортизаторы) или гидрозамки - устройства, пропускающие жидкость в силовой цилиндр или обратно только при действии давления со стороны распределителя.

ВВЕдение

Дисциплине «Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей» является продолжением дисциплины «Конструкция автомобилей и тракторов» и целью курсовой работы является закрепление знаний, полученных студентом при изучении этих дисциплин.

Курсовая работа выполняется студентом самостоятельно с использованием учебников, учебных пособий, справочников, ГОСТов, ОСТов и других материалов (монографий, научных журналов и отчетов, интернета).

Курсовой работа включает расчет систем управления автомобиля: рулевого (нечетная цифра шифра студента) или тормозного (четная цифра шифра студента). Прототип автомобиля и исходные данные выбирается по двум последним цифрам шифра студента. Коэффициент сцепления колес с дорогой = 0,9.

По рулевому управлению в графической должны быть: 1) схема поворота автомобиля с указанием радиуса и углов управляемых колес, 2) схема рулевой трапеции с расчетными формулами ее параметров, 3) схема рулевой трапеции в по определению зависимости углов поворота наружного и внутреннего управляемых колес графическим способом, 4) графики зависимостей углов поворота наружного и внутреннего управляемых колес, 5) общая схема рулевого управления, 6) схема по расчету напряжений в рулевой сошке.

Графическая часть по тормозной системе должна содержать: 1) схему тормозного механизма с расчетными формулами тормозного момента, 2) статическую характеристику тормозного механизма, 3) общую схему тормозной системы, 4) схему тормозного крана или главного тормозного цилиндра с гидровакуумным усилителем.

Исходные данные к тяговому, динамическому и экономическому расчету автомобиля.

Расчет рулевого управления автомобиля

Основные технические параметры

Минимальный радиус поворота (по внешнему колесу).

где L - база автомобиля;

Нmax - максимальный угол поворота наружного управляемого колеса.

При заданном значении минимального радиуса и базы автомобиля определяют максимальный угол поворота наружного колеса.

В соответствии со схемой поворота автомобиля (которую необходимо составить) определяют максимальный угол поворота внутреннего колеса

где М - расстояние между осями шкворней.

Геометрические параметры рулевой трапеции.

Для определения геометрических параметров рулевой трапеции используют графические методы (необходимо составить схему в масштабе).

Длину поперечной тяги и боковых сторон трапеции определяют, исходя из следующих соображений.

Пересечение продолжения осей боковых рычагов трапеции находится на расстоянии 0,7L от передней оси, если трапеция задняя, и на расстоянии L, если трапеция передняя (определяется по прототипу).

Оптимальное отношение длины m бокового рычага трапеции к длине n поперечной тяги m = (0,12…0,16)n.

Численные значения m и n можно найти из подобия треугольников

где -расстояние от шкворня до точки пересечения продолжения осей боковых рычагов рулевой трапеции.

По полученным данным выполняют в масштабе графическое построение рулевой трапеции. Затем, построив через равные угловые промежутки положение цапфы внутреннего колеса графически находят соответствующие положения наружного колеса и строят график зависимости, которую называют фактической. Далее по уравнению (2.5.2) строят теоретическую зависимость. Если максимальная разница между теоретическим и фактическим значениями не превышает 1,50 при максимальном угле поворота внутреннего колеса, то считается, что трапеция подобрана правильно.

Угловое передаточное число рулевого управления-это отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к полусумме элементарных углов поворота наружного и внутреннего колес. Оно переменно и зависит от передаточных чисел рулевого механизма Uрм и рулевого привода U рп

Передаточное число рулевого механизма -это отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к элементарному углу поворота вала сошки. Максимальное значение должно соответствовать нейтральному положению рулевого колеса для легковых автомобилей и крайним положением рулевого колеса для грузовых автомобилей без рулевых усилителей.

Передаточное число рулевого привода -это отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: Uрп=0,85…2,0.

Силовое передаточное число рулевого управления

где -момент, приложенный к рулевому колесу;

Момент сопротивления повороту управляемых колес.

При проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60Н), так и максимальное (120Н) усилие.

По ГОСТ 21398-75 для поворота на месте на бетонной поверхности усилие не должно превышать для легковых автомобилей 400 Н, для грузовых автомобилей 700 Н.

Момент сопротивления повороту управляемых колес рассчитывают по эмпирической формуле:

где -коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (=0,9…1,0);

Рш -давление воздуха в шине, МПа.

Параметры рулевого колеса.

Максимальный угол поворота рулевого колеса в каждую сторону находится в пределах 540…10800 (1,5…3 оборота).

Диаметр рулевого колеса нормирован: для легковых и грузовых малой грузоподъемности автомобилей он составляет 380…425 мм, а для грузовых автомобилей 440…550 мм.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Рр.к =Мс / (), (1.8)

где Rpк -радиус рулевого колеса;

КПД рулевого механизма.

КПД рулевого механизма. Прямой КПД -при передаче усилия от рулевого колеса к сошке

рм = 1 - (Мтр1 / Мр.к) (1.9)

где Мтр1 -момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу.

Обратный КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:

рм = 1 - (Мтр2 / Мв.с) (1.10)

где Мтр2 - момент трения рулевого механизма, приведенный к валу сошки;

Мв.с -момент на валу сошки, подведенный от управляемых колес.

КПД как прямой, так и обратный зависят от конструкции рулевого механизма и имеют следующие значения:

рм =0,6…0,95; рм =0,55…0,85