Як вже зазначалося вище, рульове управління з підсилювачем є елементарною системою автоматичного регулювання з жорсткою зворотним зв'язком. При несприятливому поєднанні параметрів система такого типу може виявитися нестійкою В даному випадку нестійкість системи виражається в автоколиваннях керованих коліс. Такі коливання спостерігалися на деяких експериментальних зразках вітчизняних автомобілів.

Завдання динамічного розрахунку - визначити умови, при яких автоколебания не могли б виникнути, якщо всі необхідні параметри для розрахунку відомі, або виявити, які параметри слід змінити, щоб припинити автоколебания на експериментальному зразку, якщо вони спостерігаються.

Попередньо розглянемо фізичну сутність процесу виникнення коливання керованих коліс. Знову звернемося до схеми підсилювача, представленої на рис. 1. Підсилювач може включатися як водієм при додатку зусилля до керма, так і керованими колесами від поштовхів з боку дороги.

Як показують досліди, такі коливання можуть виникати під час прямолінійного руху автомобіля з великою швидкістю, на поворотах при русі з невеликою швидкістю, а також при поворотах коліс на місці.

Розглянемо перший випадок. При повороті керованого колеса від поштовхів з боку дороги або по іншій якій-небудь причини корпус розподільника почне зміщуватися щодо золотника, і, як тільки буде усунутий зазор Δ 1 рідина почне надходити в порожнину A силового циліндра. Рульове колесо і сошка рульового управління вважаються при цьому нерухомими Тиск в порожнині A стане підвищуватися і перешкоджати продовженню повороту. Через еластичності гумових шлангів гідросистеми і пружності механічних зв'язків для заповнення порожнини A рідиною (для створення робочого тиску) потрібен певний час, протягом якого керовані колеса встигнуть повернутися на деякий кут. Під дією тиску в порожнині A колеса почнуть повертатися в інший бік до тих пір, поки золотник не займе нейтрального положення. Потім тиск знижується. Сила інерції, а також залишковий тиск в порожнині А повернуть керовані колеса від нейтрального положення вправо, і цикл повториться з боку правої порожнини.

Цей процес зображений на рис. 33, а і б.

Кут θ 0 відповідає такому повороту керованих коліс, при якому сила, що передається рульовому приводу, досягає величини, необхідної для переміщення золотника.

На рис. 33, в приведена залежність p \u003d f (θ), побудована за кривими рис. 33, а і б. Оскільки хід штока можна вважати лінійною функцією кута повороту (через малість кута θ max), графік (рис. 33, в) можна розглядати як індикаторну діаграму силового циліндра підсилювача. Площа індикаторної діаграми визначає роботу, затрачену підсилювачем на розгойдування керованих коліс.

Слід звернути увагу, що описаний процес може спостерігатися тільки, якщо при коливаннях керованих коліс рульове колесо залишається нерухомим. Якщо рульове колесо повертається, підсилювач не включається. Так, наприклад, підсилювачі з приводом розподільників від кутового зміщення верхньої частини рульового вала щодо нижньої зазвичай володіють цією властивістю і не викликають автоколебаний

При повороті керованих коліс на місці або при русі автомобіля з малою швидкістю коливання, викликані підсилювачем, за характером відрізняються від розглянутих Тиск під час таких коливань підвищується тільки в одній порожнини. Індикаторна діаграма для цього випадку зображена на рис. 33, м

Такі коливання можуть бути пояснені наступним чином. Якщо в момент, відповідний повороту коліс на деякий кут θ r, затримати рульове колесо, то керовані колеса (під дією сил інерції і залишкового тиску в силовому циліндрі) будуть продовжувати рухатися і повернуться на кут θ r + θ max. Тиск в силовому циліндрі при цьому впаде до 0, так як золотник буде знаходиться в положенні, відповідному повороту коліс на кут θ r. Після цього сила пружності шини почне повертати кероване колесо в зворотному напрямку. Коли колесо знову повернеться на кут θ r, підсилювач включиться. Тиск в системі почне підвищуватися не відразу, а через деякий час, за яке кероване колесо зможе повернутися на кут θ r -θ max. Поворот вліво в цей момент припиниться, оскільки силовий циліндр вступить в роботу, і цикл повториться спочатку.

Зазвичай робота підсилювача, що визначається площею індикаторних діаграм, незначна в порівнянні з роботою тертя в шкворнях, з'єднаннях рульових тяг і гумі, і автоколебания неможливі. Коли площі індикаторних діаграм великі, а робота, ними визначається, порівнянна з роботою тертя, незгасаючі коливання вірогідні. Такий випадок досліджується нижче.

Для знаходження умов стійкості системи накладемо на неї обмеження:

1. Керовані колеса мають одну ступінь свободи і можуть повертатися тільки навколо шворнів в межах зазору в розподільнику підсилювача.
2. Рульове колесо жорстко закріплено в нейтральному положенні.
3. Зв'язок між колесами абсолютно жорстка.
4. Маса золотника і деталей, що пов'язують його з керуючими колесами, занадто мала.
5. Сили тертя в системі пропорційні першим ступенями кутових швидкостей.
6. Жорсткості елементів системи постійні і не залежать від величини відповідних переміщень або деформацій.

Решта прийняті при аналізі допущення обумовлюються в процесі викладу.

Нижче досліджуються стійкість рульових управлінь з гідропідсилювачами, змонтованими за двома можливими варіантами: з довгою зворотним зв'язком і короткою.

Структурна і розрахункова схеми першого варіанту зображені на рис. 34 і 35 суцільними лініями, другого - штриховими. При першому варіанті зворотний зв'язок впливає на розподільник після того, як силовий циліндр здійснив поворот керованих коліс. При другому варіанті корпус розподільника переміщається, вимикаючи підсилювач, одночасно зі штоком силового циліндра.

Спочатку розглянемо кожен елемент схеми з довгою зворотним зв'язком.

Рульовий механізм (На структурній схемі не показаний). Поворот рульового колеса на деякий невеликий кут а викликає зусилля T c в поздовжньої тязі

T c \u003d c 1 (αi р.м l c - x 1), (26)

де c 1 - приведена до поздовжньої тязі жорсткість рульового вала і поздовжньої тяги; l c - довжина сошки; x 1 - переміщення золотника.

Привід розподільника. Для приводу управління розподільником вхідний величиною є зусилля T c, вихідний - зміщення золотника x 1. Рівняння приводу з урахуванням зворотного зв'язку по куту повороту керованих коліс θ і по тиску в системі p має наступний вигляд при T c\u003e T n:

(27)

де K о.з - коефіцієнт зусилля зворотного зв'язку по куту повороту керованих коліс; c n - жорсткість центрирующих пружин.

Розподільник. Коливання, що викликаються підсилювачем автомобілем під час руху, пов'язані з почерговим включенням то однієї, то іншої порожнин силового циліндра. Рівняння розподільника в цьому випадку має вигляд

де Q - кількість рідини, що надходить в трубопроводи силового циліндра; x 1 -θl з K о.з \u003d Δx - зсув золотника в корпусі.

Функція f (Δx) нелінійна і залежить від конструкції золотника розподільника і продуктивності насоса. У загальному випадку при заданих характеристиці насоса і конструкції розподільника кількість рідини Q, що надходить в силовий циліндр, залежить як від ходу Δx золотника в корпусі, так і від різниці тисків Δp на вході в розподільник і виході з нього.

Розподільники підсилювачів конструюють так, щоб, з одного боку, при відносно великих технологічних допуски на лінійні розміри мати мінімальний тиск в системі при нейтральному положенні золотника, а з іншого - мінімальне зміщення золотника для приведення підсилювача в дію. В результаті золотниковий розподільник підсилювача за влучним висловом Q \u003d f (Δx, Δp) близький до клапанного, т. Е. Величина Q не залежить від тиску Δp і є тільки функцією зсуву золотника. З урахуванням напрямку дії силового циліндра вона буде виглядати, як зображено на рис. 36, а. Така характеристика властива релейним ланкам систем автоматичного регулювання. Лінеаризація цих функцій проведена за методом гармонійної лінеаризації. В результаті отримуємо для першої схеми (рис. 36, а)

де Δx 0 - зсув золотника в корпусі, при якому починається різке зростання тиску; Q 0 - кількість рідини, що надходить в напірну магістраль при перекритих робочих щілинах; a - максимальний хід золотника в корпусі, який визначається амплітудою коливань керованих коліс.

Трубопроводи. Тиск в системі визначається кількістю, що надійшла в напірну магістраль рідини і пружністю магістралі:

де x 2 - хід поршня силового циліндра, позитивний напрямок в сторону дії тиску; c 2 - об'ємна жорсткість гідросистеми; c г \u003d dp / dV г (V г \u003d обсяг напірної магістралі гідросистеми).

Силовий циліндр. У свою чергу, хід штока силового циліндра визначається кутом повороту керованих коліс і деформацією деталей зв'язку силового циліндра з керованими колесами і з точкою опори

(31)

де l 2 - плече прикладення зусилля силового циліндра щодо осей шворнів коліс; c 2 - жорсткість кріплення силового циліндра, приведена до ходу штока силового циліндра.

Керовані колеса. Рівняння повороту керованих коліс щодо шкворней має другий порядок і, взагалі кажучи, нелінійно. З огляду на, що коливання керованих коліс відбуваються з відносно малими амплітудами (до 3-4 °), можна прийняти, що стабілізують моменти, викликані пружністю гуми і нахилом шворнів, пропорційні першого ступеня кута повороту керованих коліс, а тертя в системі залежить від першого ступеня кутовий швидкості повороту коліс. Рівняння в лінеаризованому вигляді виглядає наступним чином:

де J - момент інерції керованих коліс і деталей, жорстко з ними пов'язаних щодо осей шворнів; Г - коефіцієнт, що характеризує втрати на тертя в рульовому приводі, гідросистемі і в шинах коліс; N - коефіцієнт, що характеризує дію стабілізуючого моменту, що виникає внаслідок нахилів шворнів і пружності гуми шин.

Жорсткість рульового приводу в рівнянні не враховується, так як вважається, що коливання малі і відбуваються в інтервалі кутів, при яких корпус золотника переміщається на відстань, меншу повного ходу або рівне йому. Твір Fl 2 p визначає величину моменту, створюваного силовим циліндром щодо шворня, а твір f ре l е K о.з p - силу реакції з боку зворотного зв'язку на величину стабілізуючого моменту. Впливом моменту, створюваного центрирующими пружинами, можна знехтувати через його малості в порівнянні із стабілізуючим.

Таким чином, крім зазначених вище припущень, на систему накладаються наступні обмеження:

1. зусилля в поздовжній тязі лінійно залежать від повороту вала сошки, тертя в шарнірах поздовжньої тяги і в приводі до золотника відсутня;
2. розподільник є ланкою з релейного характеристикою, т. е. до певного зміщення Δx 0 золотника в корпусі, рідина з насоса не надходить в силовий циліндр;
3. тиск в напірній магістралі і силовому циліндрі прямо пропорційно надлишкового об'єму рідини, що надійшла в магістраль, т. е. об'ємна жорсткість гідросистеми c г постійна.

Розглянута схема рульового управління з гідравлічним підсилювачем описується системою з семи рівнянь (26) - (32).

Дослідження стійкості системи проведено за допомогою алгебраїчного критерію Рауса-Гурвіца.

Для цього вироблено кілька перетворень. Знайдено характеристичне рівняння системи і умова її стійкості, яке визначається наступним нерівністю:

(33)

З нерівності (33) випливає, що при a≤Δx 0 коливання неможливі, так як негативний член нерівності дорівнює 0.

Амплітуда переміщення золотника в корпусі при заданій постійній амплітуді коливань керованих коліс θ max знаходиться з наступного співвідношення:

(34)

Якщо при вугіллі θ max тиск p \u003d p max, то переміщення a залежить від співвідношення жорсткостей центрирующих пружин і поздовжньої тяги c n / c 1, площі реактивних плунжерів f р.е, сили попереднього стиснення центруючих пружин T n і коефіцієнта зворотного зв'язку K ос. Чим більше відношення c n / c 1 і площа реактивних елементів, тим більше ймовірно, що значення a виявиться менше величини Δx 0, а автоколебания неможливими.

Однак цей шлях усунення автоколивань не завжди можливий, тому що збільшення жорсткості центрирующих пружин і розміру реактивних елементів, підвищуючи зусилля на кермовому колесі, впливають на керованість автомобіля, а зменшення жорсткості поздовжньої тяги може сприяти виникненню коливань типу шіммі.

О четвертій з п'яти позитивних членів нерівності (33) входить в якості сомножителя параметр Г, що характеризує тертя в рульовому управлінні, гумі шин і демпфірування внаслідок перетікань рідини в підсилювачі. Зазвичай конструктору складно варіювати цим параметром. Як сомножителей в негативний член входять витрата рідини Q 0 і коефіцієнт зворотного зв'язку K о.с. Зі зниженням їх значень схильність до автоколебаниям зменшується. Величина Q 0 близька до продуктивності насоса. Отже, для усунення автоколивань, що викликаються підсилювачем під час руху автомобіля, потрібно:

1. Підвищення жорсткості центрирующих пружин або збільшення площі реактивних плунжерів, якщо це можливо за умовами легкості рульового управління.
2. Зменшення продуктивності насоса без зниження швидкості повороту керованих коліс нижче мінімально допустимої.
3. Зменшення коефіцієнта посилення зворотного зв'язку K о.з, т. Е. Скорочення ходу корпусу золотника (або золотника), що викликається поворотом керованих коліс.

Якщо цими способами не можна усунути автоколебания, то необхідно змінити вигляд рульового управління або ввести спеціальний гаситель коливань (рідинної або сухого тертя демпфер) в систему рульового управління з підсилювачем. Розглянемо інший можливий варіант компонування підсилювача на автомобілі, що володіє меншою схильністю до порушення автоколебаний. Він відрізняється від попереднього більш короткої зворотним зв'язком (див. Штриховую лінію на рис. 34 і 35).

Рівняння розподільника і приводу до нього відрізняються від відповідних рівнянь попередньої схеми.

Рівняння приводу до розподільника має вигляд при T c\u003e T n:

(35)

2 рівняння розподільника

(36)

де i е - кінематичне передавальне відношення між переміщенням золотника розподільника і відповідним йому переміщенням штока силового циліндра.

Аналогічне дослідження нової системи рівнянь призводить до наступній умові відсутності автоколивань в системі з короткою зворотним зв'язком

(37)

Отримане нерівність відрізняється від нерівності (33) збільшеним значенням позитивних членів. В результаті всі позитивні складові більше негативних при реальних значеннях вхідних в них параметрів, тому система з короткою зворотним зв'язком практично завжди стійка. Тертя в системі, що характеризується параметром Г, може бути зменшено до нуля, так як четвертий позитивний член нерівності не містить цього параметра.

На рис. 37 представлені криві залежності величини тертя, необхідного для гасіння коливань в системі (параметр Г) від продуктивності насоса, розраховані за формулами (33) і (37).

Зона стійкості для кожного з підсилювачів знаходиться між віссю ординат і відповідної кривої. При розрахунках амплітуда коливань золотника в корпусі приймалася мінімально можливою за умови включення підсилювача: a≥Δx 0 \u003d 0,05 см.

Інші параметри, що входять в рівняння (33) і (37), мали наступні значення (що приблизно відповідає рульового управління вантажного автомобіля вантажопідйомністю 8-12 т): J \u003d 600 кг * см * сек 2 / рад; N \u003d 40 000 кг * см / рад; Q \u003d 200 см 3 / сек; F \u003d 40 см 2; l 2 \u003d 20 см; l 3 \u003d 20 см; c г \u003d 2 кг / см 5; c 1 \u003d 500 кг / см; c 2 \u003d 500 кг / см; c n \u003d 100 кг / см; f р.е \u003d 3 см 2.

У підсилювача з довгою зворотним зв'язком зона нестійкості лежить в діапазоні реальних значень параметра Г, у підсилювача з короткою зворотним зв'язком - в діапазоні НЕ-зустрічаються значень параметра.

Розглянемо коливання керованих коліс, що виникають при поворотах на місці. Індикаторна діаграма силового циліндра під час таких коливань показана на рис. 33, м Залежність кількості надходить в силовий циліндр рідини від переміщення золотника в корпусі розподільника має вигляд, показаний на рис. 36, б. Під час таких коливань зазор Δx 0 в золотнику вже усунутий поворотом рульового колеса і при найменшому зсуві золотника викликає потік рідини в силовий циліндр і зростання тиску в ньому.

Лінеаризація функції (див. Рис. 36, в) дає рівняння

(38)

Коефіцієнт N в рівнянні (32) буде визначатися в даному випадку не дією стабілізуючого моменту, а жорстокістю шин на скручування в контакті. Він може бути прийнятий для розглянутої як приклад системи рівним N \u003d 400 000 кг * см / рад.

Умова стійкості для системи з довгою зворотним зв'язком може бути отримано з рівняння (33) шляхом підстановки в нього замість виразу вираження (2Q 0 / πa).

В результаті отримаємо

(39)

Члени нерівності (39), що містять параметр a в чисельнику, зменшуються зі зменшенням амплітуди коливань і, починаючи з якихось досить малих значень a, ними можна знехтувати. Тоді умова стійкості виражається в більш простій формі:

(40)

При реальних співвідношеннях параметрів нерівність не дотримується і підсилювачі, скомпоновані за схемою з довгою зворотним зв'язком, практично завжди викликають автоколебания керованих коліс при поворотах на місці з тієї чи іншої амплітудою.

Усунути ці коливання без зміни виду зворотного зв'язку (і, отже, компонування підсилювача) вдається в якійсь мірі лише зміною форми характеристики Q \u003d f (Δx), надавши їй нахил (див. Рис. 36, г), або істотним збільшенням демпфірування в системі (параметр Г). Технічно для зміни форми характеристики роблять спеціальні скоси на робочих кромках золотників. Розрахунок системи на стійкість з таким розподільником набагато складніший, так як допущення про те, що кількість рідини Q, що надходить в силовий циліндр, залежить тільки від зсуву золотника Δx, вже не може бути прийнято, бо робочий ділянку перекриття робочих щілин розтягується і кількість що надходить рідини Q на цій ділянці залежить також від перепаду тисків в системі до золотника і після нього. Метод збільшення демпфірування розглянуто нижче.

Розглянемо, що відбувається при поворотах на місці, якщо здійснюється коротка зворотний зв'язок. У рівнянні (37) вираз [(4π) (Q 0 / a)] √ слід замінити виразом (2 / π) * (Q 0 / a). В результаті отримаємо нерівність

(41)

Виключивши, як і в попередньому випадку, члени, що містять величину а в чисельнику, отримаємо

(42)

У нерівності (42) негативний член приблизно на порядок менше, ніж в попередньому, і тому в системі з короткою зворотним зв'язком при реально можливих поєднаннях параметрів автоколебания не виникають.

Таким чином, для отримання свідомо стійкої системи рульового управління з гідропідсилювачем зворотний зв'язок повинен охоплювати тільки практично безінерційні ланки системи (зазвичай силовий циліндр і пов'язані з ним безпосередньо з'єднувальні деталі). У найбільш складних випадках, коли не вдається скомпонувати силовий циліндр і розподільник в безпосередній близькості один від одного для гасіння автоколивань в систему вводять гідродемпфери (амортизатори) або гидрозамки - пристрої, які пропускають рідину в силовий циліндр або назад тільки при дії тиску з боку розподільника.

Розрахунок елементів рульового управління

Навантаження в елементах рульового управління і рульового приводу визначаються на підставі наступних двох розрахункових случаев˸

По заданому розрахункового зусилля на рульовому колесі;

За максимальному опору повороту керованих коліс на місці.

При русі автомобіля по дорогах з нерівною поверхнею або при гальмуванні з різними коефіцієнтами зчеплення під керованими колесами ряд деталей рульового управління сприймає динамічні навантаження, які лімітують міцність і надійність рульового управління. Динамічний вплив враховується введенням коефіцієнта динамічності до д \u003d 1,5 ... 3,0.

Розрахункове зусилля на рульовому колесі для легкових автомобілів P PK \u003d 700 H. Для визначення зусилля на кермовому колесі по максимальному опору повороту керованих коліс на місці 166 Рульове управління необхідно розрахувати момент опору повороту за наступною емпіричною формулою

M c \u003d (2р про / 3) V Про ь к / р ш ,

де р о - коефіцієнт зчеплення при повороті колеса на місці ((р о \u003d 0,9 ... 1,0), G k - навантаження на кероване колесо, р ш - тиск повітря в шині.

Зусилля на рульовому колесі для повороту на місці

Р ш \u003d Mc / (u a R PK nPp y),

де u a - кутовий передавальне число.

Якщо обчислене значення зусилля на кермовому колесі перевершує вказане вище умовне розрахункове зусилля, то на автомобілі потрібно установка рульового підсилювача. Рульовий вал. У більшості конструкцій ᴇᴦο виконують порожнистим. Рульовий вал навантажується моментом

М РК \u003d P PK R PK .

Напруга крутіння полого валу

т \u003d M PK D /. (8.4)

Напруга, що допускається [т] \u003d 100 МПа.

Перевіряється також кут закрутки рулевогого вала, який допускається в межах 5 ... 8 ° на один метр довжини вала.

Рульовий механізм. Для механізму, що включає глобоідний черв'як і ролик, визначається контактне напруження в зачепленні

о \u003d Px / (Fn), (8.5)

P x - осьовий зусилля, яке сприймає черв'яком; F - площа контакту одного гребеня ролика з черв'яком (сума площ двох сегментів, рис. 8.4), і-число гребенів ролика.

осьова сила

Px \u003d Мрк / (r wo tgP),

Матеріал черв'яка-ціаніруемая сталь ЗОХ, 35Х, 40Х, ЗОХН; матеріал роліка- цементуемие сталь 12ХНЗА, 15ХН.

Напруга, що допускається [а] \u003d 7 ... 8МПа.

Для вінтореечного механізму в ланці "гвинт-кулькова гайка" визначають умовну радіальне навантаження P 0 на одну кульку

Р ш \u003d 5P x / (mz COs - $ кін),

де m - число робочих витків, z - число кульок на одному витку, 8 кін - кут контакту кульок з канавками (д кін \u003d 45 o).

Контактна напруга, що визначає міцність кульки

де Е - модуль пружності, d m - діаметр кульки, d k - діаметр канавки, до кр - коефіцієнт, що залежить від

кривизни контактуючих поверхонь (до кр \u003d 0,6 ... 0,8).

Напруга, що допускається [а (Ж] \u003d 2500..3500 МПа виходячи з діаметра кульки. За ГОСТ 3722-81 повинна бути визначена руйнівне навантаження, що діє на одну кульку.

Розрахунок елементів рульового управління - поняття і види. Класифікація та особливості категорії "Розрахунок елементів рульового управління" 2015 року, 2017-2018.

А. А. Енаев

Автомобілі.

Проектування і розрахунок

рульових управлінь

Навчально-методичний посібник

Братськ 2004

Проектування і розрахунок рульових управлінь є однією із складових частин курсового проекту з дисципліни "Автомобілі".

На першому етапі курсового проектування необхідно виконати тяговий розрахунок і досліджувати експлуатаційні властивості автомобіля, використовуючи методичні вказівки «Автомобілі. Загальні положення. Тяговий розрахунок »і потім приступити, відповідно до завдання, до проектування і розрахунку агрегату або системи шасі автомобіля.

При проектуванні і розрахунку рульових управлінь необхідно підібрати рекомендовану літературу, уважно ознайомитися з даними посібником. Послідовність роботи з проектування та розрахунку рульових управлінь така:

1. Вибрати спосіб повороту автомобіля, схему рульового управління, тип рульового механізму, схему компонування підсилювача (якщо він необхідний).

2. Виконати кінематичний розрахунок, силовий розрахунок, гідравлічний розрахунок підсилювача (якщо в рульовому управлінні передбачається установка підсилювача).

3. Вибрати розміри деталей і виконати прочностной розрахунок.

У цьому навчально-методичному посібнику докладно викладено, як виконати всі ці види робіт.

2. ПРИЗНАЧЕННЯ, ВИМОГИ І КЛАСИФІКАЦІЯ

Рульове управління - це сукупність пристроїв, службовців для повороту керованих коліс автомобіля при впливі водія на рульове колесо і складається з рульового механізму і приводу (рис. 1).

Рульовий механізм - це частина рульового управління від рульового колеса до рульової сошки, а рульовий привід включає деталі від рульової сошки до поворотної цапфи.

Мал. 1. Схема рульового управління:

1 - рульове колесо; 2 - рульовий вал; 3 - рульова колонка; 4 - редуктор; 5 - рульова сошка; 6 - поздовжня рульова тяга; 7 - поворотна цапфа; 8 - важіль поворотною цапфи; 9 - бічний важіль; 10 - поперечна тяга

До рульовому управлінню пред'являються такі вимоги:

1) забезпечення високої маневреності автотранспортних засобів, при якій можливі круті і швидкі повороти на порівняно обмежених площах;

2) легкість управління, що оцінюється величиною зусилля, що прикладається до рульового колеса.

Для легкових автомобілів без підсилювача при русі це зусилля становить 50 ... 100 Н, а з підсилювачем - 10 ... 20 Н. Для вантажних автомобілів зусилля на кермовому колесі регламентується: 250 ... 500 Н - для рульового управління без підсилювача; 120 Н - для рульового управління з підсилювачем;

3) кочення керованих коліс з мінімальним бічним відведенням і ковзанням при повороті автомобіля;

4) точність стежить дії, в першу чергу кінематичного, при якому будь-якому заданому положенню рульового колеса буде відповідати цілком певна заздалегідь розрахована кривизна повороту;

Вступ

Дисципліни «Основи розрахунку конструкції і агрегатів автомобілів» є продовженням дисципліни «Конструкція автомобілів і тракторів» і метою курсової роботи є закріплення знань, отриманих студентом при вивченні цих дисциплін.

Курсова робота виконується студентом самостійно з використанням підручників, навчальних посібників, довідників, ГОСТів, ОСТів і інших матеріалів (монографій, наукових журналів і звітів, інтернету).

Курсовий робота включає розрахунок систем управління автомобіля: рульового (непарна цифра шифру студента) або гальмівного (парна цифра шифру студента). Прототип автомобіля і вихідні дані вибирається за двома останніми цифрами шифру студента. Коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою \u003d 0,9.

По рульовому управлінню в графічній повинні бути: 1) схема повороту автомобіля із зазначенням радіусу і кутів керованих коліс, 2) схема рульової трапеції з розрахунковими формулами її параметрів, 3) схема рульової трапеції в по визначенню залежності кутів повороту зовнішнього і внутрішнього керованих коліс графічним способом , 4) графіки залежностей кутів повороту зовнішнього і внутрішнього керованих коліс, 5) загальна схема рульового управління, 6) схема з розрахунку напружень в рульовій сошці.

Графічна частина по гальмівній системі повинна містити: 1) схему гальмівного механізму з розрахунковими формулами гальмівного моменту, 2) статичну характеристику гальмівного механізму, 3) загальну схему гальмівної системи, 4) схему гальмівного крана або головного гальмівного циліндра з гідровакуумним підсилювачем.

Вихідні дані до тягового, динамічному і економічному розрахунку автомобіля.

Розрахунок рульового управління автомобіля

Основні технічні параметри

Мінімальний радіус повороту (по зовнішньому колесу).

де L - база автомобіля;

Нmax - максимальний кут повороту зовнішнього керованого колеса.

При заданому значенні мінімального радіуса і бази автомобіля визначають максимальний кут повороту зовнішнього колеса.

У відповідності зі схемою повороту автомобіля (яку необхідно скласти) визначають максимальний кут повороту внутрішнього колеса

де М - відстань між осями шворнів.

Геометричні параметри рульової трапеції.

Для визначення геометричних параметрів рульової трапеції використовують графічні методи (необхідно скласти схему в масштабі).

Довжину поперечної тяги і бічних сторін трапеції визначають, виходячи з таких міркувань.

Перетин продовження осей бічних важелів трапеції знаходиться на відстані 0,7L від передньої осі, якщо трапеція задня, і на відстані L, якщо трапеція передня (визначається по прототипу).

Оптимальне відношення довжини m бічного важеля трапеції до довжини n поперечної тяги m \u003d (0,12 ... 0,16) n.

Чисельні значення m і n можна знайти з подібності трикутників

де відстань від шворня до точки перетину продовження осей бічних важелів рульової трапеції.

За отриманими даними виконують в масштабі графічне побудова рульової трапеції. Потім, побудувавши через рівні кутові проміжки положення цапфи внутрішнього колеса графічно знаходять відповідні положення зовнішнього колеса і будують графік залежності, яку називають фактичної. Далі за рівнянням (2.5.2) будують теоретичну залежність. Якщо максимальна різниця між теоретичним і фактичним значеннями не перевищує 1,50 при максимальному куті повороту внутрішнього колеса, то вважається, що трапеція підібрана правильно.

Кутове передавальне число рульового управління-це відношення елементарного кута повороту рульового колеса до напівсуми елементарних кутів повороту зовнішнього і внутрішнього коліс. Воно змінно і залежить від передавальних чисел рульового механізму Uрм і рульового приводу U рп

Передавальне число рульового механізму -це відношення елементарного кута повороту рульового колеса до елементарного куту повороту вала сошки. Максимальне значення має відповідати нейтрального положення рульового колеса для легкових автомобілів і крайнім положенням рульового колеса для вантажних автомобілів без рульових підсилювачів.

Передавальне число рульового приводу це відношення плечей важелів приводу. Оскільки положення важелів в процесі повороту рульового колеса змінюється, то передавальне число рульового приводу змінно: Uрп \u003d 0,85 ... 2,0.

Силове передавальне число рульового управління

де-момент, прикладений до керма;

Момент опору повороту керованих коліс.

При проектуванні автомобілів обмежується як мінімальне (60Н), так і максимальне (120Н) зусилля.

За ГОСТ 21398-75 для повороту на місці на бетонній поверхні зусилля не повинно перевищувати для легкових автомобілів 400 Н, для вантажних автомобілів 700 Н.

Момент опору повороту керованих коліс розраховують за емпіричною формулою:

де коефіцієнт зчеплення при повороті колеса на місці (\u003d 0,9 ... 1,0);

Рш -тиск повітря в шині, МПа.

Параметри рульового колеса.

Максимальний кут повороту рульового колеса в кожну сторону знаходиться в межах 540 ... 10800 (1,5 ... 3 обороту).

Діаметр рульового колеса нормований: для легкових і вантажних малої вантажопідйомності автомобілів він становить 380 ... 425 мм, а для вантажних автомобілів 440 ... 550 мм.

Зусилля на рульовому колесі для повороту на місці

Рр.к \u003d Мс / (), (1.8)

де Rpк радіус рульового колеса;

ККД рульового механізму.

ККД рульового механізму. Прямий ККД -при передачі зусилля від рульового колеса до сошки

рм \u003d 1 - (Мтр1 / Мр.к) (1.9)

де Мтр1-момент тертя рульового механізму, приведений до керма.

Зворотний ККД характеризує передачу зусилля від сошки до керма:

рм \u003d 1 - (Мтр2 / Мв.с) (1.10)

де Мтр2 - момент тертя рульового механізму, приведений до валу сошки;

Мв.с-момент на валу сошки, підведений від керованих коліс.

ККД як прямий, так і зворотний залежать від конструкції рульового механізму і мають таке значення:

рм \u003d 0,6 ... 0,95; рм \u003d 0,55 ... 0,85

Механізми управління автомобіля - це механізми, які призначені забезпечувати рух автомобіля в потрібному напрямку, і його уповільнення або зупинку в разі потреби. До механізмів управління відносяться рульове управління і гальмівна система автомобіля.

Рульове управління автомобіля - цесукупність механізмів, службовців, для повороту керованих коліс, забезпечуєрух автомобіляв заданому напрямку. Передавання зусилля повороту рульового колеса до керованим колесам забезпечує рульовий привід. Для полегшення керування автомобілем застосовують підсилювачі керма , коториеделают поворот керма легким і комфортним.

1 - поперечна тяга; 2 - нижній важіль; 3 - поворотна цапфа; 4 - верхній важіль; 5 - поздовжня тяга; 6 - сошка рульового приводу; 7 - рульова передача; 8 - рульовий вал; 9 - рульове колесо.

Принцип роботи рульового управління

Кожне кероване колесо встановлено на поворотному кулаці, з'єднаному з передньою віссю за допомогою шворня, який нерухомо кріпиться в передній осі. При обертанні водієм рульового колеса зусилля передається за допомогою тяг і важелів на поворотні кулаки, які повертаються на певний кут (задає водій), змінюючи напрямок руху автомобіля.

Механізми управління, пристрій

Рульове управління складається з наступних механізмів:

1. Рульовий механізм - замедляющая передача, перетворювати обертання валу рульового колеса в обертання валу сошки. цей механізм збільшує прикладається до рульового колеса зусилля водія і полегшує його роботу.
2. Рульовий привід -система тяг і важелів, що здійснює в сукупності з рульовим механізмом поворот автомобіля.
3. Підсилювач рульового приводу (не на всіх автомобілях) -застосовується для зменшення зусиль, необхідних для повороту рульового колеса.

1 - Рульове колесо; 2 - корпус підшипників вала; 3 - підшипник; 4 - вал колеса рульового управління; 5 - карданний вал рульового управління; 6 - тяга рульової трапеції; 7 - наконечник; 8 - шайба; 9 - палець шарнірний; 10 - хрестовина карданного валу; 11 - вилка ковзна; 12 - наконечник циліндра; 13 - кільце ущільнювача; 14 - гайка наконечника; 15 - циліндр; 16 -поршень зі штоком; 17 - кільце ущільнювача; 18 - кільце опорне; 19 - манжета; 20 - кільце нажимное; 21 - гайка; 22 - муфта захисна; 23 - тяга рульової трапеції; 24 - маслянка; 25 - наконечник штока; 26 - кільце стопорне; 27 - заглушка; 28 - пружина; 29 - обойма пружини; 30 - кільце ущільнювача; 31 - вкладиш верхній; 32 - палець кульовий; 33 - вкладиш нижній; 34 - накладка; 35 - муфта захисна; 36 - важіль поворотного кулака; 37 - корпус поворотного кулака.

Пристрій рульового приводу:

1 - корпус золотника; 2 - кільце ущільнювача; 3 - кільце плунжеров рухливе; 4 - манжета; 5 - картер рульового механізму; 6 - сектор; 7 - пробка заливного отвору; 8 - черв'як; 9 - бічна кришка картера; 10 - кришка; 11 - пробка зливного отвору; 12 - втулка розпору; 13 - голчастий підшипник; 14 - сошка рульового управління; 15 - тяга сошки рульового управління; 16 - вал рульового механізму; 17 - золотник; 18 - пружина; 19 - плунжер; 20 - кришка корпусу золотника.

Бак масляний. 1 - Корпус бачка; 2 - фільтр; 3 - корпус фільтра; 4 - клапан перепускний; 5 - кришка; 6 - сапун; 7 - пробка заливної горловини; 8 - кільце; 9 - шланг всмоктуючий.

Насос підсилювального механізму. 1 - кришка насоса; 2 - статор; 3 - ротор; 4 - корпус; 5 - голчастий підшипник; 6 - проставка; 7 - шків; 8 - валик; 9 - колектор; 10 - диск розподільний.

Принципова схема. 1 - трубопроводи високого тиску; 2 - механізм рульової; 3 - насос підсилювального механізму; 4 - шланг зливний; 5 - бак масляний; 6 - шланг всмоктуючий; 7 - шланг нагнітальний; 8 - механізм підсилювальний; 9 - шланги.

Рульове управління автомобіля КамАЗ

1 - корпус клапана керування гідропідсилювачем; 2 - радіатор; 3 - карданний вал; 4 - рульова колонка; 5 - трубопровід низького тиску; 6 - трубопровід високого тиску; 7- бачок гідросистеми; 8- насос гідропідсилювача; 9 - сошка; 10 - поздовжня тяга; 11 - рульовий механізм з гідропідсилювачем; 12 - корпус кутового редуктора.

Механізм рульового управління автомобіля КамАЗ:

1 - реактивний плунжер; 2 корпус клапана керування; 3 - провідне зубчасте колесо; 4 - ведене зубчасте колесо; 5, 22 і 29-стопорні кільця; 6 - втулка; 7 і 31 - наполегливі коли до », 8 - кільце ущільнювача; 9 і 15 - бинти; 10 - перепускний клапан; 11 і 28 - кришки; 12 - картер; 13 - поршень-рейка; 14 - пробка; 16 і 20 гайки; 17 - жолоб; 18 - кулька; 19 - сектор; 21 - стопорная шайба; 23 - корпус; 24 - завзятий підшипник; 25 - плунжер; 26 - золотник; 27- регулювальний гвинт; 30- регулювальна шайба; 32 зубчастий сектор вала сошки.

Рульове управління автомобіля ЗІЛ;

1 - насос гідропідсилювача; 2 - бачок насоса; 3 - шланг низького тиску; 4 - шланг високого тиску; 5 колонка; 6 - контактний пристрій сигналу; 7 - перемикач покажчиків повороту; 8 карданний шарнір; 9 - карданний вал; 10 - рульовий механізм; 11 - сошка.

Рульове управління автомобіля МАЗ-5335:

1 - поздовжня рульова тяга; 2 гідропідсилювач рульового приводу; 3 - сошка; 4 - рульовий механізм; 5 карданний шарнір приводу рульового управління; 6 - рульовий вал; 7- рульове колесо; 8 - поперечна рульова тяга; 9- лівий важіль поперечної рульової тяги; 10 - поворотний важіль.