Рулевой привод, представляющий собой систему тяг и рычагов, служит для передачи усилия от сошки на поворотные цапфы и осуществления заданной зависимости между углами поворота управляемых колес. При проектировании рулевых управлений выполняют кинетический и силовой расчет рулевого привода и прочностной расчет узлов и деталей рулевого управления.

Основной задачей кинематического расчета рулевого привода является определение углов поворота управляемых колес, нахождении передаточных чисел рулевого механизма, привода и управления в целом, выбор параметров рулевой трапеции и согласовании кинематики рулевого управления и подвески. Исходя из геометрии поворота троллейбуса (рис. 50) при условии, что управляемые передние колеса катятся без проскальзывания и их мгновенный центр поворота лежит на пересечении осей вращения всех колес наружный , и внутренний углы поворота колес связаны зависимостью:

, (4)

где - расстояние между точками пересечения осей шкворней с опорной поверхностью.

Рисунок 50. Схема поворота троллейбуса без учета боковой эластичности шин.

Из полученного выражения (4) следует, что разность котангенсов углов поворота внешнего и внутреннего управляемых колес должна быть всегда величиной постоянной, а мгновенный центр поворота троллейбуса (точка 0) должен лежать на продолжении неуправляемой оси.

Только при соблюдении этих теоретических условий вес колеса троллейбуса на повороте будут двигаться без скольжения, т.е. иметь чистое качение. От рулевой трапеции требуется, чтобы она обеспечивала вытекающие из геометрии поворота соотношения между углами поворота управляемых колес.

Параметрами рулевой трапеции являются шкворневая ширина (рис. 51), расстояние п между центрами шаровых шарниров рычагов трапеции; длина т и угол θ наклона рычагов поворотных цапф. Подбор параметров трапеции при жестких в боковом направлении управляемых колесах начинается с определения угла θ наклона рычагов трапеции. Они располагаются таким образом, чтобы а - (0.7...0.8,)L при заднем расположении поперечной тяги. Угол θ может быть найден для максимальных теоретических углов и по формуле:

или по графикам, приведенным на (рис.7б). Значение угла θ = 66...74°, а отношение длины рычагов к длине поперечной тяги т/п = 0.12....0.16. Длину m принимают возможно большей по условиям компоновки. Тогда

.

Рисунок 51. Схема рулевой трапеции и зависимость а/L от l 0 /L 1-3: при m/n равном соответственно 0,12; 0.14; 0,16

Общее кинематическое передаточное число рулевого управления, определяемое передаточными числами механизма U м и привода U пк равно отношению полного угла поворота рулевого колеса к углу поворота колеса от упора до упора

.

Для нормальной работы рулевого привода максимальное значение углов а, и а, находится в пределах
. Для троллейбусов суммарное число оборотов рулевого колеса при повороте управляемых колес на 40 о (± 20°) от нейтрального положения не должно превышать 3,5 ( = 1260 о) без учета угла свободного поворота рулевого колеса, что соответствует .

Схематическую компоновку рулевого привода выполняют для определения размеров и расположения в пространстве сошки, тяг и рычагов, а также передаточного числа привода. При этом стремятся обеспечить одновременную симметричность крайних положений сошки относительно ее нейтрального положения, а также равенство кинематических передаточных чисел привода при повороте колес как вправо, так и влево. Если углы между сошкой и продольной тягой, а также между тягой и поворотным рычагом в его крайнем положении приблизительно одинаковы, то эти условия выполняются.

В силовом расчете определяются усилия: необходимые для поворота управляемых колес на месте, развиваемые цилиндром усилителя; на рулевом колесе при работающем и неработающем усилителе; на рулевом колесе со стороны реактивных элементов распределителя; на колесах при торможении; на отдельных деталях рулевого управления.

Сила F , необходимая для поворота управляемых колес на горизонтальной поверхности троллейбуса, находится исходя из суммарного момента М Σ на цапфах управляемых колес:

где М f –момент сопротивления перекатыванию управляемых колес при повороте вокруг шкворней; М φ –момент сопротивления деформации шин и трения в контакте с опорной поверхностью в следствии проскальзывания шины; М β , М φ –моменты обусловленные поперечным и продольным наклоном шкворней (рис. 8).

Рисунок 52. К расчету момента сопротивления повороту колеса.

Момент сопротивления перекатыванию управляемых колес при повороте вокруг шкворней определяется зависимостью:

,

где f – коэффициент сопротивления перекатыванию; G 1 – осевая нагрузка передаваемая управляемыми колесами; – радиус обкатки колеса вокруг оси шкворня: =0.06...0.08 м; l –длина цапфы; r 0 –расчетный радиус колеса; λ – угол развала колес; β – угол наклона шкворня.

Момент сопротивления деформации шин и трения в контакте с опорной поверхностью в следствии проскальзывания шины определяются зависимостью:

,

где – плечо силы трения скольжения относительно центра отпечатка шины.

Если принять, что давление по площади отпечатка распределяется равномерно,

,

где – свободный радиус колеса. В случае, когда .

При расчетах коэффициент сцепления с опорной поверхностью выбирают максимальным φ= 0.8.

Моменты, обусловленные поперечным и продольным наклоном шкворней, равны:

где - средний угол поворота колеса; ; γ – угол наклона шкворня назад.

Усилие на ободе рулевого колеса

,

где – радиус рулевого колеса; η – КПД рулевого управления: η= 0.7…0.85.

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.

А. А. Енаев

Автомобили.

Проектирование и расчет

рулевых управлений

Учебно-методическое пособие

Братск 2004

2. НАЗНАЧЕНИЕ, ТРЕБОВАНИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ… 3. ВЫБОР СПОСОБА ПОВОРОТА АВТОМОБИЛЕЙ……… 4. ВЫБОР СХЕМЫ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ……………. 5. РУЛЕВЫЕ МЕХАНИЗМЫ………………………………….. 5.1. Назначение, требования, классификация……………... 5.2. Оценочные параметры рулевого механизма………….. 5.3. Выбор типа рулевого механизма………………………. 5.4. Материалы, используемые для изготовления рулевых механизмов…………………………………………………... 6. РУЛЕВЫЕ ПРИВОДЫ………………………………………. 6.1. Назначение, требования, классификация……………... 6.2. Оценочные параметры рулевого привода…………….. 6.3. Выбор типа рулевого привода…………………………. 6.4. Материалы, используемые для изготовления рулевых приводов……………………………………………………… 7. УСИЛИТЕЛИ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ……………….. 7.1. Назначение, требования, классификация……………... 7.2. Оценочные параметры усилителя рулевого управления……………………………………………………………. 7.3. Выбор схемы компоновки усилителей………………... 7.4. Насосы усилителей……………………………………... 7.5. Материалы, используемые для изготовления усилителей насосов…………………………………………………... 8. РАСЧЕТ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ……………………... 8.1. Кинематический расчет рулевого привода……………. 8.2. Передаточное число рулевого управления……………. 9. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ………... 9.1. Усилие на рулевом колесе……………………………… 9.2. Усилие, развиваемое цилиндром усилителя………….. 9.3. Усилие на колесах при торможении…………………... 9.4. Усилия на поперечной и продольной тягах…………… 10. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ УСИЛИТЕЛЯ…………… 11. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ.. 11.1. Расчет рулевых механизмов…………………………... 11.2. Расчеты рулевых приводов……………………………

Проектирование и расчет рулевых управлений является одной из составных частей курсового проекта по дисциплине "Автомобили".

На первом этапе курсового проектирования необходимо выполнить тяговый расчет и исследовать эксплуатационные свойства автомобиля, используя методические указания «Автомобили. Общие положения. Тяговый расчет» и затем приступить, в соответствии с заданием, к проектированию и расчету агрегата или системы шасси автомобиля.

При проектировании и расчете рулевых управлений необходимо подобрать рекомендуемую литературу, внимательно ознакомиться с данным пособием. Последовательность работы по проектированию и расчету рулевых управлений такова:

1. Выбрать способ поворота автомобиля, схему рулевого управления, тип рулевого механизма, схему компоновки усилителя (если он необходим).

2. Выполнить кинематический расчет, силовой расчет, гидравлический расчет усилителя (если в рулевом управлении предусматривается установка усилителя).

3. Выбрать размеры деталей и выполнить прочностной расчет.

В настоящем учебно-методическом пособии подробно изложено, как выполнить все эти виды работ.

2. НАЗНАЧЕНИЕ, ТРЕБОВАНИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ

Рулевое управление – это совокупность устройств, служащих для поворота управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на рулевое колесо и состоящее из рулевого механизма и привода (рис. 1).

Рулевой механизм – это часть рулевого управления от рулевого колеса до рулевой сошки, а рулевой привод включает детали от рулевой сошки до поворотной цапфы.

Рис. 1. Схема рулевого управления:

1 – рулевое колесо; 2 – рулевой вал; 3 – рулевая колонка; 4 – редуктор; 5 – рулевая сошка; 6 – продольная рулевая тяга; 7 – поворотная цапфа; 8 – рычаг поворотной цапфы; 9 – боковой рычаг; 10 – поперечная тяга

К рулевому управлению предъявляются следующие требования:

1) обеспечение высокой маневренности автотранспортных средств, при которой возможны крутые и быстрые повороты на сравнительно ограниченных площадях;

2) легкость управления, оцениваемая величиной усилия, прикладываемого к рулевому колесу.

Для легковых автомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50...100 Н, а с усилителем – 10...20 Н. Для грузовых автомобилей усилие на рулевом колесе регламентируется: 250...500 Н – для рулевого управления без усилителя; 120 Н – для рулевого управления с усилителем;

3) качение управляемых колес с минимальным боковым уводом и скольжением при повороте автомобиля;

4) точность следящего действия, в первую очередь кинематического, при котором любому заданному положению рулевого колеса будет соответствовать вполне определенная заранее рассчитанная кривизна поворота;

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.