Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2105

Определим из этих уравнений усилие на штоке

(p_Б -- p_А) F₃ = p₀ (F₂ -- F₁). (4)

Подставим полученное значение в уравнение (1):

(p_Б -- p_А) F₃ = P_пед u_пед (F₂ -- F₁) / F₁. (5)

Из этого уравнения видно, что усилие, создаваемое усилителем, прямо пропорционально усилию на педали.

Разделив обе части уравнения (6) на P_пед u_пед, получим значение коэффициента усиления

К_у = (p_Б -- p_А) F₃ / (P_пед u_пед) = (F₂ -- F₁) / F₁.

Как видно из этого уравнения, коэффициент усиления увеличивается с увеличением площади поршня , с уменьшением торцовой площади плунжера или с ростом площади реактивной упругой шайбы. Следует отметить, что изменение соотношения площадей F₂ и F₁, в отличие от площади F₃, не влияет на усилие, развиваемое усилителем, а только изменяет усилие на педали.

3.2 Рулевое управление автомобиля

Рисунок 32 - Рулевое управление:

1 - боковая тяга; 2 - сошка; 3 - средняя тяга; 4 - маятниковый рычаг; 5 - регулировочная муфта; 6 - нижний шаровой шарнир передней подвески; 7 - правый поворотный кулак; 8 - верхний шаровой шарнир передней подвески;9 - правый рычаг поворотного кулака; 10 - подшипник верхнего вала рулевого управления; 11 - кронштейн крепления вала рулевого управления; 12 - труба кронштейна крепления вала рулевого управления; 13 - верхний вал рулевого управления; 14 - кронштейн маятникового рычага; 15 - ось маятникового рычага; 16 - картер рулевого механизма;17 - уплотнитель вала; 18 - вал червяка; 19 - карданный шарнир; 20 - промежуточный вал рулевого управления; 21 - облицовочный кожух; 22 - рычаг переключателя стеклоочистителей и омывателей ветрового стекла и блок-фары; 23 - рычаг переключателя света фар; 24 - рычаг переключателя указателей поворота; 25 - рулевое колесо; 26 - фиксирующая пластина передка кронштейна; 27 - стяжной болт крепления карданого шарнира; 28 - лонжерон кузова.

Анализ и оценка рулевого управления автомобиля

Минимальный радиус поворота автомобиля. Расстояние от центра поворота до центра пятна контакта шины с дорогой (оси следа) внешнего колеса при наибольшем угле поворота управляемых колес обычно приводится в технических характеристиках автомобилей и называется минимальным радиусом поворота.

Минимальный радиус поворота двухосного, трехосного автомобилей с жестким передними управляемыми колесами

R_нmin = L / sinи_нmax

где и_нmax -- максимальный угол поворота наружного управляемого колеса.

Минимальный радиус поворота автомо-со всеми управляемыми колесами

R_нmin = L / (2 sinи_нmax).

При определении R_нmin расстоянием от оси шкворня до центра пятна контакта шины обычно пренебрегают.

Общий КПД рулевого управления. Этот параметр определяется произведением КПД рулевого механизма и рулевого привода:

з_ру= з_рм з_рп.

Угловое передаточное число рулевого управления. Отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к полусумме элементарных углов поворота наружного и внутреннего колес u_щ = dб/dи, (где
dи = (dи_н + dи_в) / 2) --угловое передаточное число. Оно переменно и зависит от передаточных чисел рулевого механизма u_рм и рулевого привода u_рп:

u_щ = u_рм u_рп.

Передаточное число рулевого механизма u_рм -- отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к элементарному углу поворота вала сошки. В зависимости от конструкции рулевого механизма оно может быть постоянным в процессе Поворота рулевого колеса или переменным. Считается, что рулевые механизмы с переменным передаточным числом (u_РМmax соответствует нейтральному положению рулевого колеса) целесообразно применять для легковых автомобилей. Это обеспечивает большую безопасность движения на повышенных скоростях, так как малый угол поворота рулевого колеса не вызывает значительного поворота управляемых колес. Для грузовых автомобилей и особенно для автомобилей высокой проходимости, не оборудованных рулевыми усилителями, целесообразно применять рулевые механизмы, u_РМmax которых соответствует крайним положениям рулевого колеса, что облегчает управление автомобилем при маневрировании.

Передаточное число рулевого привода u_рп -- отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: u_рп = 0,85...2,0. Большие значения выбирают для специальных автомобилей.

Силовое передаточное число рулевого управления. Его оценивают отношением суммы сил сопротивления повороту управляемых колес к усилию, приложенному к рулевому колесу. Иногда под силовым передаточным числом понимают отношение момента сопротивления повороту управляемых колес М_c к моменту, приложенному на рулевом колесе М_р.к:

u_с = М_с / М_р.к.

Силовое передаточное число может служить критерием оценки легкости управления по усилию, приложенному к рулевому колесу для поворота управляемых колес. При проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60 Н), так и максимальное (120 Н) усилие.

Ограничение минимального усилия необходимо, чтобы водитель не терял «чувства дороги». Для поворота на месте на бетонной поверхности усилие не должно превосходить 400 Н. По ГОСТ 21398-75 максимальное усилие при выходе из строя усилителя не должно превышать 500 Н у грузовых автомобилей.

Оценка действующих нагрузок на детали рулевого механизма и рулевого привода автомобиля

КПД рулевого механизма. От КПД рулевого механизма в значительной стегни зависит легкость управления. КПД пулевого механизма при передаче усилия от рулевого колеса к сошке -- прямой КПД:

з v_рм = 1 -- M_тр1 / М_р.к,

где M_тр1 -- момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу; М_р.к -- момент, приложенный к рулевому колесу.

Обратный КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:

з ^_рм = 1 -- M_тр2 / М_в.с,

где M_тр2 -- момент трения рулевого механизма, приведенный к валу сошки; Afn.c -- момент на валу сошки, подведенный от управляемых колес.

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

з v_рм = 0,6...0,95; з ^_рм = 0,55...0,85.

Если учитывать трение только в зацеплении рулевой пары, пренебрегая трением в подшипниках и сальниках, то для червячных и винтовых механизмов

з v_рм = tgв/tg(в + с);

з ^_рм = tg(в -- с) / tgв,

где в -- угол подъема винтовой линии червяка или винта; с -- угол трения.

Так, если принять (в =12° и с = 8°, то з v_рм = 0,6, а з ^_рм = 0,33, т. е. обратный КПД в 2 раза ниже прямого. Пониженный обратный КПД, хотя и способствует поглощению толчков на рулевое колесо, но в то же время затрудняет стабилизацию Управляемых колес. При прямом КПД зv_рм ? 0,5 обратный КПД з^_рм ~ 0, рулевая пара становится необратимой и стабилизация отсутствует.

Шестеренные рулевые механизмы.

Для анализа рулевого механизма рассмотрим отношение элементарного угла поворота шестерни к элементарному перемещению рейки. При нормальном npoфиле зубьев шестерни и нормальном профиле зубьев рейки это отношение посто-янно: dб/dS = const. Для большинства применяемых реечных рулевых механизмов это отношение постоянно. Однако в последнее время появились реечные рулевые пары с переменным отношением dб/dS, что достигается нарезкой зубьев рейкой специального профиля, причем в зависимости от поставленной задачи это отношение может изменяться по заданному закону.

При установке реечной рулевой пары целесообразно определять угловое передаточное число рулевого управления u_щ = dб/dи (где dб -- элементарный угол поворота рулевого колеса; dи -- элементарный угол поворота управляемых колес).

Считая dб/dS = const, найдем текущее значение величины S при повороте управляемого колеса на угол ± и:

S = l_a sin(и₀ ± и),

дифференцируя, получим

dS = l_a cos(и₀ ± и) dи.

Сделав допущение, что rdб = dS, т.е. угловое перемещение поперечной тяги мало влияет на перемещение рейки, получим угловое передаточное число рулевого управления:

u_щ = dб/dи = l_a cos(и₀ ± и) / r.

Таким образом, угловое передаточное число рулевого управления с реечной рулевой парой переменно. Усилие, передаваемое шестерней на зубчатую рейку,

P_x = P_р.к R_р.к / r_щ,

где P_р.к -- усилие на рулевом колесе;

R_р.к -- радиус рулевого колеса; r_щ -- начальный радиус шестерни.

Рулевой привод.

Упругая характеристика рулевого управления. При абсолютно жестких элементах рулевого управления угловое передаточное число отражает жесткую кинематическую связь между углом поворота рулевого колеса и углами поворота управляемых колес. Такое угловое передаточное число принято называть кинематическим.

На современных автомобилях угловая податливость рулевого управления варьируется на легковых автомобилях от 1... 3,5°/(Н-м). Рулевые управления грузовых автомобилей имеют меньшую податливость. Податливость рулевого управления определяют при закрепленных управляемых колесах: измеряют углы поворота рулевого колеса и соответствующие этим углам моменты, приложенные к рулевому колесу. Для некоторых конструкций связь между углами поворота рулевого колеса и приложенными моментами нелинейна. Упругость рулевого управления может оцениваться также частотой собственных Угловых колебаний системы, которая рассматривается как одномассовая:

где с_ц -- угловая жесткость рулевого привода; ?J_К -- суммарный момент инерции управляемых колес.

Частота собственных угловых колебаний должна быть не ниже 3 Гц.

КПД. При оценке рулевого привода необходимо учитывать потери на трение во всех шарнирных соединениях. По имеющимся данным, КПД рулевого привода лежит в пределах з_рп = 0,92...0,95. Общий КПД рулевого управления з_ру = з_рм з_рп.

Нагрузки в элементах рулевого управления автомобиля

Нагрузки в деталях рулевого механизма и рулевого привода можно вычислять двумя способами:

задаваясь расчетным усилием на рулевом колесе;

определяя усилие на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте, что более целесообразно.

Нагрузки, вычисленные таким образом, являются статическими. При движении автомобиля по дорогам с неровной поверх-ностью или при торможении на дороге с различными коэффициентами сцепления под управляемыми колесами ряд деталей рулевого управления воспринимает динамические нагрузки, которые лимитируют прочность и надежность рулевого управления, поэтому динамические нагрузки учи-тывают коэффициентом динамичности К_д = =1,5...3,0. Его значение выбирают в зависимости от типа автомобиля и условий эксплуатации.

Расчетное усилие на рулевом колесе для легковых автомобилей Р_р.к = 400 Н, для грузовых Р_р.к = 700 Н. Для определения усилия на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте необходимо рассчитать момент сопротивления повороту по одной из известных эмпирических или полуэмпирических формул:

или

,

где ц₀ -- коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (ц₀ = 0,9...1,0); G_к -- нагрузка на управляемое колесо; Р_ш -- давление воздуха в шине; J_p -- полярный момент инерции пятна контакта шины;
F_ш -- площадь поверхности контакта шины с дорогой; l -- расстояние от центра отпечатка до пересечения оси шкворня с опорной поверхностью.

Площадь поверхности контакта шины с дорогой может быть приближенно определена по давлению на опорную поверхность. Для шин нормальной конструкции с внутренним давлением Р_ш > 0,2 МПа на опорную поверхность давление q ?0,2 МПа, откуда F_ш = G_к / q.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Р_р.к = М_с / (u_щ R_р.к з_ру).

Если вычисленное значение усилия на рулевом колесе превосходит указанное выше условное расчетное усилие, то на автомобиле требуется установка рулевого усилителя.

На основании заданного или вычисленного усилия на рулевом колесе могут быть последовательно определены нагрузки во всех деталях рулевого управления.

Рулевой вал. В большинстве конструкций его выполняют полым.

Рулевой вал нагружается моментом

M_р.к = Р_р.к R_р.к.

Напряжение кручения полого вала

; [ф] = 100 МПа.

Проверяется также угол закрутки рулевого 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

у = P_x / (Fn),

где Р_х -- осевое усилие, воспринимаемое червяком; F --площадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов, рисунок 52); n -- число гребней ролика. Осевая сила

P_x = M_р.к / (r_щ0 tgв),

где r_щ0 -- начальный радиус червяка в горловом сечении; в -- угол подъема винтовой линии в том же сечении.



Рисунок 33. Схема для определения контактной площади в червячном рулевом механизме

Площадь контакта одного гребня ролика с червяком

F = 0,5[(ц₁ -- sin ц₁)r²₁ + (ц₂ -- sinц₂)/ r²₂].

Материал червяка -- цианируемая сталь 30Х, 35Х, 40Х, 30ХН; материал ролика -- цементуемая сталь 12ХН3А, 15ХН; [у] = 7...8 МПа.

Вал рулевой сошки. Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя

ф = (М_р.к u_рм з_рм + р_ж рD²_гц r_сек) / (0,2d³),

где d -- диаметр вала сошки.

Материал вала сошки -- сталь 30, 18ХГТ, 20ХН3А.; [ф] = 300...350 МПа.

Рулевая сошка. Изгиб и кручение -- основные виды напряжения. Расчет ведут на сложное сопротивление; шлицы (рифты) рассчитывают на срез. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя),

Р_сош = М_р.к u_рм з_рм / l_s + р_ж рD²_гц / 4l_s,

Напряжение изгиба в опасном сечении А--А

у_и = Р_сош l_n / W_и,

Напряжение кручения

ф = Р_сош l_к / W_к,

где W_и и W_к -- соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения.

Эквивалентное напряжение рассчитывается по одной из теорий прочности. Материал сошки: сталь 30, 18ХГТ; [W_э] = 300...400 МПа.

Рисунок 34. Расчетная схема рулевой сошки

Шаровой палец сошки. Напряжение изгиба

у_и = Р_сош l_n / W_и.

Материал: сталь 40Х, 20ХН3А; [у_и] = 300...400 МПа. Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара d_ш)

q = 4P_сош / (рd²_ш); [q] = 25...35 МПа.

Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания F_ш.п

у_cp = P_сош / F_ш.п; [у_cp] = 25...35 МПа.

Таким же методом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений рулевого привода в каждом случае с учетом действующих на шаровой палец сил.

Продольная тяга. Сила P_сош вызывает напряжения сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги.

Напряжение сжатия

у_cж = P_сош / F,

где F -- площадь сечения продольной тяги. Критическое напряжение при продольном изгибе

у_кp = р² E I / (L²_т F),

где I -- экваториальный момент инерции сечения тяги; ; L_т -- длина продольной тяги (по центрам шарниров). Запас устойчивости

д = д_кр / д_сж = р² E I / (P_сош L²_т).

Материал тяги: сталь 20, сталь 35; [д] = = 1,5...2,5.

Рисунок 35. Схема для определения нагрузок в элементах рулевой сошки

Поворотный рычаг (рис. 35). Поворотный рычаг нагружается изгибающей силой P_сош и скручивающим моментом P_сошl.

Напряжение изгиба

у_и = Р_сош S / W_и.

Напряжение кручения

ф = Р_сош l / W_к.

Материал: сталь 30, сталь 40 40ХГНМ; [у_э] = 300...400 МПа.

Боковые рычаги трапеции: испытывают напряжения изгиба и кручения под действием силы

P_п.т = Р_сош S / l.

Напряжение изгиба у_и = Р_п.т l / W_и.

Напряжение кручения ф = Р_п.т l / W_к.

Материал: сталь 30, сталь 40; сталь 40ХНГМ; [ у_э] = 300...400МПа

Поперечная тяга трапеции. Нагруженная силой P_п.т тяга рассчитывается по той же методике, что и продольная тяга т. е. на сжатие и продольную устойчивость ([д]=1,5...2,5). Для изготовления поперечной тяги используют те же материалы, что и для продольной.

Список использованной литературы

1 Бочаров Н.Ф., Жеглов Л.Ф. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Учебник для втузов/ Бочаров Н.Ф. [и др.]/ - М.: Машиностроение, - 1983, - 299 с., ил.

2 Мелисаров В.М. Анализ конструкций, элементы расчета: методические разработки/ В.М. Мелисаров [и др.]. - Тамбов: Издательство Тамбовского Государственного технического Университета, - 2008, - 84 с.

3 Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство»/Осепчугов В.В. [и др.]. -- М.: Машиностроение, 1989.-- 304 с, ил.

4 Ремонтируем ВАЗ-2105, -2107. Иллюстративное руководство. «Своими силами». - М.: ЗАО КЖИ «За рулем», 2001. - 240 с., ил.

5 Автомобили ВАЗ-2105, ВАЗ-2107/ Многокрасочный альбом - Издательство «Третий Рим», 1996 - 90 с.

6 [Электронный ресурс] Автомануалы. ВАЗ - 2105. - Режим доступа: http://automn.ru/vaz-2105