Рулевое управление грузового автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

23

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство Образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра: "Автомобили"

Курсовая работа

по дисциплине: "Проектирование систем управления автомобилей"

На тему: "Рулевое управление грузового автомобиля"

Минск 2010

Содержание

рулевое управление автобус

Введение

1. Обзор схем и конструкций рулевых управлений автобусов

1.1 Рулевые механизмы

1.2 Рулевые приводы

1.3 Усилители рулевого управления

2. Описание работы, регулировок и технических

характеристик проектируемого узла

3. Кинематический расчет рулевого управления

4. Силовой расчет рулевого управления

5. Гидравлический расчет рулевого управления

6. Прочностные расчеты элементов рулевого управления

7. Заключение

8. Список использованной литературы

Введение

Рулевое управление - это совокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на управляемое колесо. Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода. Для облегчения поворота управляемых колес в рулевой механизм или привод может встраиваться усилитель. Рулевой механизм предназначен для передачи усилия от водителя к рулевому приводу и для увеличения крутящего момента, приложенного к рулевому колесу. Он состоит из рулевого колеса, вала и редуктора. Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма к управляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения между углами их поворота.

На автомобилях обычно применяется механический рулевой привод, состоящий из системы рычагов и тяг с шарнирами: сошки, продольной тяги, рычага поворотной цапфы, поперечной тяги и поперечных рычагов.

Водитель изменяет направление движения автомобиля, поворачивая колеса, которые принято называть управляемыми. Управляемыми могут быть передние и задние колеса, или те и другие вместе. Основным недостатком автомобиля с задними управляемыми колесами по сравнению с автомобилем, имеющим передние управляемые колеса, при прочих равных условиях поворота является то, что отъехать от борта тротуара или стены он может только задним ходом или при очень большом радиусе поворота; кроме того, передняя часть автомобиля при повороте медленнее отклоняется от первоначального направления, чем в случае передних управляемых колес. Если все колеса управляемые, то радиус поворота получается минимальным, что особенно важно при ограниченных углах поворота колес. Однако автомобилю со всеми управляемыми колесами свойственны недостатки автомобиля с задними управляемыми колесами, но в несколько меньшей степени, поскольку управляемыми являются также и передние колеса.

Одним из важнейших элементов устойчивости автомобиля является его управляемость, т. е. качество, обеспечивающее движение в направлении, заданном водителем. Управляемые колеса, повернутые из нейтрального положения, соответствующего прямолинейному движению автомобиля на угол И будут катиться в плоскости своего вращения, а не скользить вбок или буксовать пока боковая реакция на каждом из них не будет меньше соответствующего значения.

Водитель как легкового, так и грузового автомобиля должен выбрать угол поворота рулевого колеса так, чтобы отклонения автомобиля от заданного направления движения было или оставалось минимальным. Однако между выполняемым при этом поворотом рулевого колеса и требуемым изменением направления движения однозначная функциональная взаимосвязь отсутствует, так как цепочка «поворот рулевого колеса - изменение угла поворота управляемых колес - формирование боковых сил - изменение направления движения» нелинейно вследствие ограниченной жесткости элементов рулевого управления. Поэтому во время езды взаимосвязь между углом поворота рулевого колеса и вызванным им изменением направления движения постоянно изменяется. В результате водитель должен перерабатывать большой объем информации, которая выходит за рамки что визуальной. Сюда следует также отнести, например, вынужденный наклон водителя под воздействием поперечного ускорения и стабилизирующий момент на рулевом колесе, ощущаемый водителем.

Задачей рулевого управления является более однозначное преобразование угла поворота рулевого колеса в угол поворота колес и передача водителю через рулевое колесо информации о состоянии движения автомобиля.

Конструкция рулевого управления должна обеспечивать:

1) Легкость управления, уценивая усилием на рулевом колесе. Для легковых автомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50…10 Н, а с усилителем - 10…20 Н. Для грузовых автомобилей усилие на рулевом колесе регламентируется соответствующими стандартами и при переходе от прямолинейного движения к движению по окружности радиусом 12 м при скорости 10км/ч на горизонтальном участке с сухим твердым покрытием не должно превышать: 250 Н - для рулевого управления без усилителя на пути не более 17 м; 120 Н - для рулевого управления с усилителем на пути не более 11 м; 500 Н - в случае прекращения действия усилителя на пути не более 17 м;

2) качение управляемых колес с минимальным боковым уводом и скольжением при повороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускоренному изнашиванию шин и снижению устойчивости автомобиля при движении;

3) стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращение в положение, соответствующее прямолинейному движению, при отпущенном рулевом колесе;

4) предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемых колес на препятствия;

5) минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворота рулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности в положении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ 21398--75 этот зазор не должен превышать 15⁰ при наличии усилителя и 5⁰ - без усилителя рулевого управления;

6) отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля при любых условиях и на любых режимах движения.

2. Обзор схем и конструкций рулевых управлений автобусов

2.1 Рулевые механизмы

Все конструкции рулевых механизмов классифицируются по двум признакам: по передаточному числу и по принципу, заложенному в конструкцию передачи.

В соответствии с этим классификация рулевых механизмов может быть представлена в следующем виде.

По передаточному числу рулевые механизмы подразделяются на две группы: с постоянным и переменным передаточными числами.

По конструктивным признакам рулевые механизмы делятся на пять основных групп:

1) С шестеренчатой передачей: цилиндрическими шестернями; коническими шестернями; реечной парой.

2) С кулачной парой: улитками; кулаком специальной формы.

3) С винтовой передачей: вильчатым рычагом; кривошипом; качающимся рулевым валом; шатунно-кривошипной парой; поворачивающейся гайкой; зубчатой парой; двуплечим рычагом.

4) С кривошипной передачей: одним скользящим пальцем; одним скользящим поворачивающимся пальцем; двумя скользящими пальцами; одним вращающимся пальцем; двумя вращающимися пальцами.

5) С червячной передачей и винтовой нарезкой: на цилиндре (зубья на торце сектора); на внутренней поверхности шара; на глобоиде.

Рулевые механизмы с червячной передачей (рис.1)

В отдельных конструкциях цилиндрический червяк зацепляется с зубьями на торцовой стороне сектора. В этой передаче зубья сектора спиральные и витки червяка соприкасаются с каждым из зацепляющихся с ними зубьев сектора в одной точке по длине. При одной и той же трапециевидной форме профилей витков червяка и зубьев сектора их контакт получается по линии, которая при повороте червяка перемещается по длине зуба сектора. Т.о. в этой конструкции вся длина зубьев сектора становится рабочей, вследствие чего их износ получается меньше, чем у сектора с другим расположением зубьев. Чтобы получить равномерное распределение усилия, действующего между витками червяка и зубьями сектора, необходимо, чтобы расстояние между осями червяка и вала сектора в процессе эксплуатации было постоянным. Для этого вал сектора опирается на игольчатые подшипники вместо обычных бронзовых втулок. Применение в этих опорах подшипников качения становится тем более необходимым, что действующие на опоры силы при коротком расстоянии между ними имеют более высокие значения, чем при большом расстоянии.

Рис.1 Рулевой механизм с червячной передачей и торцовыми зубьями на секторе

В глобоидальной передаче червяк образуется вращением дуги окружности радиуса, равного радиусу зацепления, около некоторой оси червяка, лежащей в плоскости дуги. В связи с этим зацепляющаяся с этим червяком деталь находится на одном и том же расстоянии от оси поворота этой детали. Такая особенность глобоидального червяка позволяет применять в передаче наименьшее число зубьев вплоть до одного, например, может зацепляться с одногребневым роликом или пальцем (рис.2, 3).

Рис. 2 Рулевой механизм с глобоидальным червяком и пальцем

Рис. 3 Рулевой механизм с глобоидальным червяком и одногребневым роликом

В рулевых механизмах может также применяться передача с глобоидальным червяком и двух- или трехзубым сектором. Основным недостатком таких передач является чрезмерно большой износ его зубьев. Большое трение, возникающее между трущимися поверхностями зубьев сектора и витков червяка, их износ и связанные с ним отрицательные явления привели к тому, что рулевой механизм такого типа перестал применяться на автомобилях.

В современных рулевых механизмах, имеющих глобоидальную передачу, с витком червяка зацепляется вращающийся на пальце ролик. Ролик применяется одногребневый (клинообразный), двухгребневый и трехгребневый (рис.4). В рулевых механизмах с вращающимся роликом указанных выше недостатков нет.

Рис. 4 Рулевые механизмы с глобоидальной передачей трехгребневым и двухгребневым роликами автомобилей ЗИЛ-150 и ЗИЛ-110

Рулевые механизмы с кривошипной передачей (рис. 5)

Рис. 5 Рулевые механизмы с кривошипной передачей и скользящими пальцами

Эти передачи осуществляются при помощи цилиндрического червяка и кривошипа, палец которого заходит в глубокую канавку червяка и выполняется как с постоянным, так и с переменным передаточным числом.

В этих конструкциях червяк, имеющий крупную и глубокую нарезку, установлен в картере на двух радиально-упорных шарикоподшипниках, а вал сошки - на подшипниках скольжения. Конический палец кривошипа, выполненного на валу сошки, входит в канавку червяка. При повороте червяка его виток увлекает палец кривошипа, который, перемещаясь по дуге окружности, поворачивает вал сошки. При этом палец кривошипа поворачивается относительно витка и соприкасается с ним разными точками. Поэтому палец кривошипа делают круглого сечения. Основным недостатком передачи с одним скользящим пальцем является большой износ трущихся поверхностей пальца. Во избежание этого была разработана передача с пальцем, имеющим две плоскости.

Для получения минимального износа, легкости управления и обратимости трение в передаче должно быть минимальным. В рулевом механизме с кривошипной передачей это достигается путем применения вращающегося пальца (одного или двух). Каждый палец установлен в головке кривошипа на двух подшипниках: конических роликовых или цилиндрических и шариковых, воспринимающих осевые и радиальные усилия.

Рулевые механизмы с винтовой парой (рис.6)

Рулевые механизмы в связи с развитием винтовых пар с циркулирующими шариками получили широкое распространение. Они применяются и на легковых, и на грузовых автомобилях, поэтому по конструкции и по принципу действия они значительно различаются.

Винтовые пары с кривошипом



Рис. 6 Рулевые механизмы с винтовой передачей и кривошипом или рычагом

Винт 2, имеющий канавку с полукруглым профилем, установлен на двух радиально-упорных шарикоподшипниках в картере рулевого механизма. Вдоль винта по направляющим 1 картера перемещается подушка 4 с цилиндрической выемкой, сделанной по размеру наружного диаметра винта. В качестве нарезки в подушке служат два шарика 3, заложенные в гнезда подушки таким образом, что половина шарика находится в гнезде, а другая - в канавке винта. С другой стороны подушки имеется прямоугольный паз в направлении, перпендикулярном к оси винта. Вдоль паза перемещается ролик 5, установленный на пальце 6. Палец укреплен в головке кривошипа 7, выполненным как одно целое с валом 8 сошки. Вал установлен в картере на игольчатых подшипниках. При повороте винта подушка перемещается по направляющим 1 вдоль его оси. Т.к. палец кривошипа перемещается по дуге, то ролик при повороте червяка перемещается по пазу подушки. Радиус кривошипа в этой конструкции остается постоянным.

Винтовая передача с поворачивающейся гайкой

Рис.7 Рулевые механизмы с винтовой передачей и поворачивающейся гайкой

На винт, установленный в картере на двух опорах, может быть навернута круглая гайка 1(рис. 7 а). Вместо круглой гайки к винту может прижиматься полугайка 7 (рис.7 г). В конструкции, изображенной на рис.7 а, с одной стороны гайки имеется гнездо, в которое входит шаровой палец кривошипа 2, прижимаемый к гнезду пружиной 3. В отдельных конструкциях такой передачи цилиндрическая гайка 1 имеет скользящую посадку в картере, заменяющим т.о. две опоры винта (рис. 7 б и в), в которое запрессована стальная втулка 4. В отверстие втулки вставлен шаровой палец 5, запрессованный в головку кривошипа 6, изготовленного как одно целое с валом сошки. Шаровой палец может быть закреплен и на гайке (рис.7 б). При повороте рулевого колеса гайка перемещается вдоль винта, увлекая за собой палец кривошипа, и тем самым поворачивает вал сошки. Так как шаровой палец кривошипа перемещается по дуге около оси вала сошки, то гайка, кроме поступательного перемещения вдоль винта, совершает вращательное движение вокруг его оси.

Винтовая передача с зубчатой парой (рис.8)

На винт, установленный в картер на подшипниках, навертывают гайку. На одной стороне гайки сделаны два ряда зубьев рейки, с которыми зацепляются две цилиндрические шестерни, насаженные на вал сошки с обеих ее сторон. Гайка - разрезная и стягивается двумя болтами для устранения зазоров, появляющихся между гайкой и винтом вследствие их износа. На винт рулевого вала 4, установленного на двух подшипниках в картере РМ, навернута гайка 2. С одной ее стороны имеются зубья, с которыми зацепляются зубья сектора 3 вала рулевой сошки. В целях повышения долговечности и получения полной обратимости РМ между нарезками винта и гайки заложены шарики в виде двух замкнутых ручьев. Входные и выходные концы нарезки гайки замыкаются трубками, заполненными такими же шариками, как и в нарезке винта с гайкой. При повороте винта гайка перемещается вдоль ее оси, а шарики, перекатываясь по нарезке, выходят в один конец трубок, перемещаются по ним, выходят из другого их конца и поступают с другой стороны гайки в нарезку. При перемещении гайка, зацепляясь с зубьями сектора, увлекает их, поворачивая вал рулевой сошки.

Рис.8 Рулевой механизм с винтовой передачей и зубчатой парой.

2.2 Рулевые приводы

В рулевой привод входят все детали, передающие усилие от рулевого механизма к управляемым колесам. Конструкции рулевых приводов отличаются большим разнообразием и определяются типом автомобиля, схемой поворота и условиями компоновки.

Рулевой привод оценивается передаточными числами и КПД.

Кинематическое передаточное число u_пк равно отношению элементарного угла поворота сошки dц к полусумме элементарных углов поворота цапф управляемых колес. Для автомобиля с двумя управляемыми колесами

u_пк = 2*dц/(dи_л +dи_п),

где и_л и и_п - углы поворота соответственно левой и правой цапф.

Силовое передаточное число u_пс определяется как отношение суммарного момента М_У на поворотных цапфах всех управляемых колес к моменту М_с на сошке. Для автомобиля с двумя управляемыми колесами

u_пс = M_У/М_с

Передаточные числа привода - переменные вследствие изменения соотношения плеч рычагов. Кроме того, из-за несимметричности привода эти числа могут быть различными при повороте автомобиля вправо и влево. Следовательно, будет переменным и усилие на рулевом колесе в процессе поворота.

Отношение силового передаточного числа к кинематическому соответствует КПД привода з_п = u_пс / u_пк

Рулевая трапеция является частью рулевого привода и обеспечивает требуемую зависимость между углами поворота управляемых колес. Рулевую трапецию обычно располагают сзади управляемых колес. В этом случае она хорошо защищена поперечиной подвески или балкой моста от повреждений

По конструктивным признакам рулевая трапеция разделяется на два типа: цельную (см. рис.9) и расчлененную (см. рис. 10).

По расположению относительно передней оси рулевая трапеция разделяется на переднюю и заднюю.

Автомобили с зависимой подвеской имеют неразрезную поперечную тягу

Рис. 9 Схема РУ с зависимой подвеской

При независимой подвеске эта тяга выполняется разрезной (рис.10), состоящей из двух или трех звеньев, что обеспечивает возможность независимого перемещения управляемых колес. Для регулирования схождения колес тяги имеют резьбовые наконечники. Целесообразно выполнять один наконечник с правой резьбой, другой - с левой. Тогда регулировка схождения производится простым вращением тяги 2.

Рулевой привод должен быть жестким, обеспечивать кинематику поворота управляемых колес и отсутствие зазоров в шарнирных соединениях. Недостаточная жесткость привода приводит к нарушению схождения управляемых колес и увеличению их склонности к автоколебаниям. Следствием этого является интенсивное изнашивание шин и повышенный расход топлива, ухудшение устойчивости движения автомобиля. Жесткость РП автомобилей с зависимой подвеской примерно в 1.5…2 раза выше, чем у аналогичных по классу автомобилей с независимой подвеской. Правильная кинематика поворота управляемых колес обеспечивается соответствующим выбором параметров рулевой трапеции, а отсутствие зазоров в приводе - использованием шарниров с автоматическим устранением зазоров.

Рис.10 Рулевое управление автомобилей с независимой подвеской

Шарниры рулевого привода по способу устранения зазора выполняют соморегулируемыми, с периодической регулировкой и нерегулируемыми.

Саморегулируемые шарниры ( рис.11 а…ж) не требуют регулировки в процессе эксплуатации. Зазор в шарнирах автоматически выбирается перемещением сухарей 3 или пальцев 2 по конусным направляющим поверхностям наконечника под действием поджимной пружины 1. Ее предварительный натяг составляет 250…500 Н и должен быть больше максимальной инерционной силы, возникающей при действии на тягу вертикальных ускорений во время движения автомобиля по неровной дороге. Такие шарниры устанавливаются обычно на поперечных рулевых тягах.

В шарнирах с периодической регулировкой (рис.11з, и) зазор, появляющийся вследствие изнашивания трущихся поверхностей, устраняется наворачиванием пробки 4 до упора и отпусканием ее до ближайшего положения, в котором ее можно зашплинтовать. Шарниры с периодической регулировкой обычно используются в продольных рулевых тягах.

Нерегулируемые шарниры (рис.11 к) применяют на автомобилях, в которых колеса поворачиваются вокруг вертикальной оси. Эти шарниры имеют меньшую долговечность. В случае предельного износа трущихся поверхностей нерегулируемый шарнир заменяется.

Пальцы 2 рассмотренных шарниров выполняют шаровыми полносферными (рис.11 д…и) или двухсферными (рис.11 а, б), коническими (рис.11 в, г) или цилиндрическими (рис.11к) . В двухсферных пальцах полусфера большего радиуса является рабочей, а меньшего - направляющей. По кинематике шарниры могут быть простыми и сложными. В первом случае палец поворачивается в наконечнике за счет скольжения сферы пальца относительно поверхностей сухарей 3. Во втором случае при повороте пальца 2 вокруг своей оси его сфера скользит в сухарях, а при угловых колебаниях пальца сухари скользят по направляющим головки наконечника.

Детали рулевого привода изготавливают из углеродистой качественной конструкционной и легированной сталей, тяги привода - из сталей марок 20, 30, 35 . Для пальцев шарниров применяют легированные стали 12ХН3А, 18ХГТ и 15ХН с цементацией шаровой головки и конического хвостовика на глубину 1.5…3 мм и последующей закалкой до твердости 56…63 HRC_э. Галтели пальцев упрочняют накаткой для исключения образования трещин. Напыление поверхности пальцев и сухарей различными способами способствует повышению износостойкости поверхностей трения в 2…3 раза. Наконечники тяг, рычаги и сошка отковываются из сталей 35, 40, 45, 30Х, 35Х, 40Х, 38ХГМ, 40ХНМА.

Рис.11 Шарниры рулевого управления

2.3 Усилители рулевого управления

Усилители предназначены для снижения усилия на рулевом колесе при его повороте и для повышения безопасности движения автомобиля, так как цилиндр усилителя помогает водителю удерживать управляемые колеса автомобиля в заданном положении при действии со стороны дороги неуравновешенных сил, стремящихся повернуть эти колеса в одном направлении. Такие силы появляются при различии сопротивления качению правого и левого колес из-за их попадания на поверхности дороги с различными коэффициентами сопротивления качению (например, одно колесо движется по песку, второе по - асфальту) или в случае прокола одного колеса.

Конструкция усилителя должна удовлетворять ряду требований:

1) обладать следящим действием. Различают кинематическое и силовое слежение. Кинематическое слежение заключается в повороте управляемых колес в соответствии с поворотом рулевого колеса и его направлением. Силовое слежение обеспечивает пропорциональность усилия на рулевом колесе усилию, необходимому для поворота управляемых колес, что способствует более уверенному управлению автомобилем, особенно по скользким дорогам;

2) обеспечивать возможность управления автомобилем в случае выхода усилителя из строя;

3) не допускать включения усилителя от случайных воздействий со стороны дороги при прямолинейном движении автомобиля;

4) иметь высокую чувствительность, которая оценивается углом поворота рулевого колеса, соответствующим повышению давления в системе до максимального;

5) обладать достаточным запасом динамической устойчивости, который выражается в отсутствии автоколебаний управляемых колес.

Усилители состоят из блока питания, распределителя, исполнительного механизма, соединительных трубопроводов и шлангов. Блок питания включает гидронасос с баком, в некоторых конструкциях гидроусилителей дополнительно имеются аккумуляторы энергии. С помощью распределителя осуществляется подвод энергии к исполнительному механизму, который представляет собой один или несколько силовых цилиндров. В них энергия жидкости преобразуется в усилие на штоке, передающееся на управляемые колеса автомобиля. Схема рулевого управления с усилителем показана на рис.12



Рис. 12 Схема рулевого управления с усилителем

При повороте рулевого колеса 13, например, вправо, сошка 12 рулевого механизма 14 повернется по часовой стрелке и сместит золотник 9 распределителя 8 назад по отношению к принятому направлению движения автомобиля. В результате жидкость от насоса 2 подается через распределитель в полость А и силовой цилиндр 7 начинает поворачивать управляемые колеса 4 вправо. Полость Б в это время соединяется также через распределитель со сливной магистралью 1. После прекращения поворота рулевого колеса управляемые колеса вследствие давления рабочей жидкости на поршень цилиндра продолжают поворачиваться вправо. При этом с помощью рычага 5 и тяги 3 корпус распределителя смещается назад и перекрывает поступление жидкости в полость А цилиндра распределителя, в результате чего прекращается поворот управляемых колес. Т.е. управляемые колеса поворачиваются в соответствии с поворотом рулевого колеса (кинематическое слежение). Силовое слежение достигается введением реактивных элементов: камер или плунжеров. На рис. 12 силовое слежение достигнуто с помощью реактивных камер 6 и 10, в которые через калиброванные отверстия поступает жидкость из нагнетательной магистрали и воздействует на правый или левый торец золотника 9 в зависимости от направления поворота. В результате усилие, необходимое для смещения золотника, оказывается зависящим от давления в нагнетательной магистрали 11, которое определяется сопротивлением повороту управляемых колес.

В зависимости от относительного расположения элементов различают 4 схемы компоновки усилителей (рис.13):

Рис.13 Схемы компоновки усилителей

1- распределитель; 2 - силовой цилиндр; 3 - рулевой механизм. При расположении распределителя и силового цилиндра в одном блоке с рулевым механизмом конструкция носит название гидроруля (схема а).

Ее достоинства заключаются в компактности, минимальном числе шлангов и трубопроводов, малой склонности системы к автоколебаниям из-за высокой жесткости гидравлических магистралей, связывающих распределитель с силовым цилиндром. Однако в такой конструкции весь рулевой привод от сошки до управляемых колес нагружается дополнительным усилием, приложенным со стороны цилиндра к валу сошки. Это приводит к увеличению размеров и массы привода. Гидроруль имеет большие габаритные размеры, и это затрудняет его компоновку на автомобиле.

Компоновка усилителя по “схеме б” характеризуется размещением распределителя в одном блоке с рулевым механизмом и автономным расположением цилиндра. Это позволяет устанавливать цилиндр в непосредственной близости от управляемых колес. Достоинства этой схемы заключаются в малой нагруженности привода, малой склонности к автоколебаниям. Расположенный у колес цилиндр воспринимает удары со стороны дороги, предохраняя рулевой механизм от перегрузок.

По “схеме в “ рулевой механизм устанавливается автономно, а распределитель и силовой цилиндр вместе. В этом случае цилиндр нужно располагать в строгом соответствии с расположением рулевого механизма, т.к. шаровой палец сошки должен управлять работой распределителя. Усилители, выполненные по этой схеме, имеют малую склонность к автоколебаниям.

Схема РУ с автономным расположением РМ, силового цилиндра и распределителя (“схема в”) является наиболее гибкой с точки зрения компоновки и унификации элементов. Однако из-за повышенной склонности к автоколебаниям, увеличенного числа и длины трубопроводов применяется сравнительно редко.

Характеристика усилителя зависит от конструкции распределителя. Распределители бывают:

1) открытого и закрытого типов. В первом случае ширина кромок золотника меньше ширины соответствующих отверстий в корпусе. В результате при прямолинейном движении автомобиля нагнетательная и сливная магистрали распределителя оказываются связанными с рабочими полостями цилиндра. Поскольку насос усилителя работает постоянно, жидкость непрерывно циркулирует через распределитель. В распределителях второго типа в нейтральном положении золотника все магистрали перекрыты. Жидкость к распределителю подводится от гидроаккумулятора. Насос усилителя включается периодически и служит для подзарядки гидроаккумулятора. Такая система позволяет использовать насос с меньшей подачей и снизить затраты на его привод;

2) с осевым или угловым перемещением золотника. В настоящее время наибольшее распространение получили распределители первого типа. Распределители с угловым перемещением золотника имеют высокую чувствительность и отличаются простотой привода;

3) с реактивными элементами и без них

4) с самоустанавливающимся золотником или с его центрированием при помощи упругих элементов (пружин, торсиона). В первом случае центрирование осуществляется за счет действия жидкости на реактивные элементы, во втором - при смещении золотника возникает сила со стороны упругих элементов, стремящихся вернуть золотник в нейтральное положение.

Наибольшее распространение получили распределители трех типов: с реактивными плунжерами и центрирующими предварительно сжатыми пружинами (тип А); с реактивными камерами и самоустанавливающимся золотником (тип Б); без реактивных элементов с центрирующими предварительно сжатыми пружинами (тип В).

Рис.14 Распределитель типа В (МАЗ-525)

Наиболее простым является распределитель типа В (рис.14), обеспечивающий только кинематическое слежение:

Золотник 2 перемещается относительно гильзы 1 с помощью шарового пальца 4, соединенного с сошкой РМ. Для этого надо преодолеть усилие установленной с предварительным натягом пружины 3. При этом нагнетательная магистраль Н соединяется с одной из полостей силового цилиндра, а сливная С - с другой. При отпускании РК пружина возвращает золотник в среднее положение, в котором нагнетательная и сливная магистраль соединены между собой и с рабочими полостями цилиндра. Для снижения гидравлических потерь при неработающем насосе в корпус распределителя встроен шариковый клапан, через который при повороте жидкость перетекает из одной полости цилиндра в другую.

Рис. 15 Распределитель типа. Б, выполненный в одном блоке с силовым цилиндром (МАЗ - 500)

Пальцы 5 и 4 крепятся соответственно к сошке и продольной тяге, а корпус 3 - к корпусу цилиндра, шток которого закреплен на левом лонжероне рамы. Палец 5 сошки может смещать золотник 1 в осевом направлении с помощью стакана 2 и тяги 6 на величину зазора д. Реактивные площади золотника выполняются пропорциональными рабочим площадям силового цилиндра справа и слева от поршня. Вследствие этого золотник при прямолинейном движении автомобиля несколько смещен от среднего положения в сторону с реактивной камеры с меньшей площадью. Это обуславливает равенство сил, действующих на поршень справа и слева при различных давлениях жидкости.

Из-за отсутствия центрирующих упругих элементов усилие, необходимое для смещения золотника относительно среднего положения, незначительно. Из-за этого данный распределитель имеет повышенную чувствительность к воздействиям со стороны дороги. Этот недостаток устранен в распределителях типа А. В них обеспечивается равенство давлений в рабочих полостях цилиндра. Поскольку активная площадь поршня со стороны штока меньше, при прямолинейном движении создается небольшая сила, стремящаяся повернуть управляемые колеса в одну сторону. Момент на рулевом колесе от действия реактивных элементов распределителя может достигать 1/3 момента сопротивления повороту колес. Чтобы сохранить следящее действие по усилию и не допускать чрезмерного усилия на рулевом колесе, в некоторых усилителях вводят устройства, ограничивающие реактивное действие распределителя.

Рис.16 Гидроруль (КамАЗ)

Рис.16: нагнетательная магистраль соединена с полостью. А между реактивными плунжерами 1 и 3. Максимальное осевое смещение золотника из среднего положения составляет 1.1 мм. Если повернуть колесо на некоторый угол, например, вправо, винт 5 повернется по часовой стрелке, стремясь переместить вправо поршень-рейку 4. При неподвижных управляемых колесах винт вывернется из неподвижной гайки и сместит золотник из среднего положения влево. Для смещения золотника 6 необходимо дополнительно сдвинуть влево плунжеры 3, на которые действуют силы пружин 2 и давление жидкости, стремящиеся вернуть золотник в среднее положение.

Рис.17 Распределитель усилителя рулевого управления, предназначенный для перспективных автомобилей МАЗ

Рис.17: в распределителе, расположенном в одном корпусе с РМ, винт 5, установленный в радиально-упорных подшипниках, не имеет осевого перемещения. При повороте РК винтовая втулка 3 с закрепленным на ней золотником 2 перемещается в осевом направлении, в результате чего усилитель начинает работать. Смещение золотника определяется угловым зазором в шлицевом соединении вала 4 и винта 5. Для удержания золотника в среднем положении имеется торсион 1, соединяющий вал и винт.

3. Описание работы, регулировок и технических характеристик проектируемого узла

Рулевое управление всех автобусов МАЗ разработано на основе узлов и агрегатов серийных автомобилей МАЗ. Рулевой механизм со встроенным распределителем состоит из винта и шариковой гайки-рейки, находящейся в зацеплении с зубчатым сектором. Полукруглые резьбовые канавки на винте и гайке-рейке образуют спиральный канал, который заполнен при сборке рулевого механизма шариками. Зубчатый сектор установлен на сдвоенных игольчатых подшипниках в эксцентричные втулки с рядом отверстий на торцах наружных поверхностей втулок, смещенных относительно оси отверстий подшипников, что дает возможность регулировать зубчатое зацепление сектор - рейка поворотом втулок.

На двигатели Renault устанавливаются насосы НШ-32 с ременным приводом от коленвала двигателя. Двигатели ММЗ могут комплектоваться либо насосами НШ-32 левого вращения, либо насосами 30А25х1361Л производства фирмы "Гидравлика БМ" (Болгария) с приводом от блока шестерен двигателя через разгрузочную муфту. Двигатели Mercedes укомплектованы насосами установленными при сборке двигателя.

Рис. 18 Рулевой механизм винт - шариковая гайка - рейка - сектор.

В проектируемом рулевом механизме винт-шариковая гайка-рейка-сектор трение скольжения заменено трением качения - между винтом 6 и гайкой 5 размещены 90 - 120 шариков диаметром 7…9мм. Входные и выходные концы нарезки гайки замыкаются двумя направляющими трубками 4, заполненными шариками. В результате получется два замкнутых "ручья", в которых циркулируют шарики при вращении винта. Поступательное перемещение гайки преобразуется в угловое перемещение сошки с помощью рейки, конструктивно объединенной с гайкой, и вала селектора 1 с закрепленной на нем сошкой. Соответствующий профиль сопрягаемых деталей обеспечивает пятно контакта шариков на дуге не менее 40…50⁰. Размеры шариков отличаются по диаметру не более чем на 2мкм, а зазор в передаче не превышает 0,02…0,03 мм, что достигается селективной сборкой деталей. Для получения беззазорного соединения в среднем положении гайки и снижения обратных ударов глубина нарезки винта может выполнятся увеличивающейся от середины к переферии.

Соединение винт - гайка выполнятся нерегулируемым, что вполне допустимо вследствие незначительного изнашивания сопрягаемых деталей в процессе эксплуатации. Возможность регулирования зацепления рейка - сектор обеспечивается нарезанием зубьев сектора под углом 6…8⁰ к оси вращения, что обуславливает разную толщину зуба по его длине. Кроме того, ось нарезки зубьев сектора смещают на 0,5…2 мм по отношению к оси вращения вала сектора, в результате чего толщина зубьев постепенно уменьшается от среднего к крайним. Этим достигается необходимое изменение зазора в механизме при повороте рулевого колеса. Регулируется данное зацепление вращением винта 2, сферическая головка которого упирается в шайбу 3. При этом вал 1 сошки смещается влево и зазор в зацеплении уменьшается.

Передаточное число механизма постоянно:

u_м = 2рR_w/t

4. Кинематический расчет рулевого управления

Исходные данные автобуса низкопольного городского типа большого класса МАЗ-103 4Ч2:

База - 6140мм;

Колея - 2048мм;

Размерность шин - 11,00/70R22,5;

Полная масса - 18000кг;

Снаряженная масса - 10800кг;

Нагрузка на управляемую ось - 6500кг;

Тип рулевого механизма - винт и шариковая гайка-рейка;

Минимальный радиус поворота (по оси следа наружного колеса) - 11300;

Свободный радиус - 0,503м;

Статический радиус - 0,489м.

Выбор параметров.

Исходя из компоновки автомобиля, принимаем следующие размеры:

радиус обкатки, r_у - 0,065м;

расстояние между осями шкворней, j - 1918мм;

радиус вращения сошки, c - 0,16м;

радиус вращения поворотного рычага, 0,22м;

радиус рулевого колеса R_рк - 0,275м;

передаточное число рулевого привода:

передаточное число рулевого механизма:

Кинематический расчет рулевого управления заключается в определении углов поворота управляемых колес (см рис. 19), выбора параметров рулевой трапеции (см.рис 20).

где - углы поворота наружного и внутреннего колес

Рис. 19 Кинематика поворота жестких мостов с одним управляемым мостом.

Находим необходимые максимальные углы поворота колес при заданном R_min

где j - расстояние между осями шкворней; L - база; R_min - минимальный радиус поворота.

Рис. 20 Схема расположения задней 1 и передней 2 рулевой трапеции.

Далее выбираем параметры рулевой трапеции (рис.20). В существующих конструкциях расстояние x ?0,7…0,8L. Тогда угол наклона бокового рычага Ф:

Угол Ф лежит в пределах Ф=66…74⁰, однако исходя из зависимости Ф и m/n можно предположить, что угол может иметь большую величину. Выбираем отношение длины бокового рычага к длине поперечной тяги из соотношения m/n=0,12…0.16. Длина бокового рычага m выбирается возможно большей по условию компоновки. Примем m=0,32м.

Тогда длина поперечной тяги:

5. Силовой расчет рулевого управления

Силовой расчет рулевого управления проводится для определения усилия на рулевом колесе, необходимого для поворота колес на месте.

В общем случае это усилие зависит от ряда причин:

1) Нагрузки, приходящейся на передний мост;

2) типа дороги;

3) скорости движения

4) радиуса поворота

5) давления воздуха в шине

На дороге с твердым покрытием с уменьшением давления в шинах усилие поворота увеличивается, а на дорогах с малой несущей способностью, наоборот уменьшается.

Расчетный момент сопротивления повороту на поворотных кулаках (цапфах) управляемых колес при повороте «на месте» может быть определен по формуле:

где -- момент сопротивления качению; - момент сопротивления скольжению; моменты, обусловленные продольным и поперечным наклонами шкворней.

Момент сопротивления качению

где f -коэффициент сопротивления качению, f=0,018

Момент сопротивления скольжению

где ? - коэффициент сцепления колес с дорожным покрытием, ? ? 0,8

r_? -плечо силы трения скольжения (верчения), r_?? 1,4* r_c;

r_c --радиус свободного колеса

Плечо силы трения скольжения относительно центра отпечатка шины:

r_? =0,14*0,503=0,07м, тогда

Моменты, обусловленные поперечным и продольным наклоном шкворней

Момент сопротивления подъему управляемых колес

Тогда расчетный момент

Усилие на рулевом колесе

Решаем вопрос о необходимости усилителя в рулевом управлении. Рекомендуемые значения Р_в - силы, прилагаемой водителем к рулевому колесу, -- для грузовых автомобилей европейского производства находятся в пределах 12 - 16 кг. Рассчитанное усилие Р_р.к.=62кг значительно превышает рекомендуемые значения Р_В (наибольшие значения U_р.м. не позволяют получить нужные значения усилий на рулевом колесе). Делаем вывод о том, что в проектируемом рулевом управлении необходим усилитель.

6. Гидравлический расчет рулевого управления

Расчет усилителя рулевого управления подразделяется на статический, гидравлический и динамический. Гидравлический расчет включает: определение производительности насоса, размеров распределителя и диаметра трубопроводов.

Размеры и зазоры распределителей выбирают из следующих соображений: 1.распределитель должен обеспечивать максимальное рабочее давление в силовом цилиндре при условии, что утечки через золотник не превышают 5-10% производительности насоса.

2.Ход золотника не должен заметно увеличивать люфт (2…3⁰) рулевого колеса при работающем усилителе. При неработающем усилителе люфт не должен превышать 35-45⁰.

3.Распределитель не должен оказывать значительного сопротивления перетеканию жидкости при среднем расположении золотника усилителя. Потери в рабочих щелях золотника составляют 0.3…0.6 кг/см².

Диаметры трубопроводов системы назначаются такими, чтобы давление на холостом ходу в гидросистеме было минимальным, что снизит потребляемую мощность на перекачивание жидкости в гидросистеме, уменьшит ее нагрев. Суммарные потери на перетекание жидкости на холостом ходу (нейтральное положение золотника) составляют 2-4 кгс/см² при производительности насоса 10-20 л/мин.

Производительность гидронасоса усилителя с непрерывной циркуляцией потока жидкости (с открытым центром) выбирается такой, чтобы цилиндр гидроусилителя успевал поворачивать управляемые колеса автомобиля со скоростью, большей, чем это в состоянии сделать водитель. При несоблюдении этого условия водитель во время быстрых поворотов будет затрачивать усилие не только на преодоление сопротивления колес повороту, но и на перекачивание рабочей жидкости в рабочем цилиндре из одной полости в другую.

Поэтому должно соблюдаться условие

V_с.ц./(Q_н*з_н)<б_max/360*n

Где V_с.ц - объем силового цилиндра, см³;

з_н - объемный кпд насоса при р=0.5р_max, для лопастных насосов з_н=0.8…0.85;

Q_н - номинальная производительность насоса, см³/сек;

б_max - угол поворота рулевого колеса из одного крайнего положения в другое, град;

?Q - утечки в см³/сек, при 0.5р_max ?Q<0.05Q_н;

n - максимальная скорость поворота рулевого колеса, n=1/5 обор/сек;

Величину усилия F_В, прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, для поворота управляемых колес на сухом асфальте при полностью нагруженном автомобиле выбирают из условия, чтобы усилие не превосходило 12-16 кгс. Это усилие с учетом КПД РМ и РП через центрирующие пружины и реактивные элементы создает момент на поворотных кулаках управляемой оси

Рис. 21 Расчетная схема гидроусилителя.

Определяем размеры силового цилиндра. Момент на управляемых колесах от воздействия водителя с усилием F_В=120Н.

Требуемое для поворота усилие со стороны поршня-рейки согласно рис. 18

где l_y -плечо приложения силы F_к к сошке, равное диаметру начальной окружности зубчатого сектора (принимаем l_У=0,06м);

з_рп - КПД рулевого привода (принимаем з_рп=0,9);

з_ц - КПД силового цилиндра и передачи гайка-шестерня (принимаем з_ц=0,9).

После определения величины расчетного момента на управляемых колесах переходят к определению размеров исполнительного цилиндра. Расчетная схема гидроусилителя представлена на рис. 21

Ход поршня-рейки из одного крайнего положения в другое

Диаметр силового цилиндра

где P_max - максимальное давление в гидросистеме (10МПа);

d - диаметр винта

Принимаем D_ц=0,095м

Шаг винта:

Подача насоса

где А_ц--активная площадь силового цилиндра;

n -расчетная частота вращения рулевого колеса (n=80рад/мин);

U_ру -передаточное число части привода, расположенного между рулевым колесом и поршнем цилиндра;

Д - утечка жидкости в гидросистеме (Д = 0,15);

з -объемный КПД насоса при давлении 0,5МПа (для лопастных насосов з = 0,85).

Диаметр золотника находим по потерям давления в распределителе (Д Р=0,04…0,08МПа)

где Q_н=9,36/60000=1,561*10^-3м³/с

д_з - зазор между кромками золотника и его обоймы (д_з=0,4мм);

? - коэффициент местного сопротивления (? =5);

с - плотность рабочей жидкости (с = 900кг/см³).

Принимаем d_з =30мм.

7. Прочностные расчеты элементов рулевого управления

В механизмах червяк-гайка в зацеплении необходимо произвести определение действующих сил согласно рис.22

Рис. 22 Силы в зацеплении РМ

P₀ - окружная сила в зацеплении.

r₀ - радиус начальной окружности (для винта средний диаметр резьбы);

Q - осевая сила.

г - угол наклона винтовой линии, град.;

t - шаг винта.

Расчет сошки.

Рис. 23 Схема к расчету сошки

где q - плечо;

а - максимальное напряжение изгиба;

b - максимальное напряжение кручения.

Момент, подводимый от рулевого механизма к сошке, равен произведению осевого усилия, действующего на винт Q, на радиус начальной окружности шестерни - r₀ (r₀=17,5мм). Усилие на шаровом пальце сошки будет

Усилие Р_с изгибает сошку в плече q=17,3мм (от шарового пальца до опасного сечения I-I) и одновременно скручивает сошку в плече р=5см. Максимальное напряжение изгиба будет в точке "а"(рис. 23), а максимальное напряжение кручения - в точке "b".

Эквивалентное напряжение растяжения в точке а:

Напряжение кручения в точке "b":

Моменты сопротивления изгибу и кручению овального сечения определяем согласно курсу механики материалов:

Расчет продольной рулевой тяги

Продольная рулевая тяга рассчитывается на сжатие и продольный изгиб от силы, подводимой от шарового пальца сошки Р_с. Растяжение тяг является малоопасным

Рис. 24 Схема к расчету продольной тяги

Расчет на сжатие

где F - поперечное сечение трубы, см²

Расчет на продольный изгиб

где I - экваториальный момент инерции сечения (I=2,05см⁴);

Е - модуль упругости (Е=2,1*10⁶кгс/см²)

Запас устойчивости:

Расчет поперечной рулевой тяги.

Расчет поперечной рулевой тяги и боковых рычагов рулевой трапеции производим из условия приложение к управляемым колесам максимального тормозного момента (рис. 25)

Рис.25 Схема для определения усилия нагружения поперечной тяги.

Наибольшая сила, действующая на одно переднее колесо

где G₁--статическая нагрузка, действующая на передний мост; m_c - коэффициент перераспределения при торможении (m_c =1,4);

? - коэффициент сцепления (? =0,8).

Сила, действующая на поперечную тягу.

Расчет поперечной рулевой тяги на сжатие и продольный изгиб

где F₁ - поперечное сечение трубы поперечной тяги, см²

I - экваториальный момент инерции сечения (I=2,05см⁴);

L₁ - длина тяги между шаровыми пальцами боковых рычагов.

Запас устойчивости

Расчет боковых рычагов трапеции ведется на изгиб и кручение аналогично расчету сошки на усилие U

Выбираем материал и проверяем на напряжение изгиба и кручения с допускаемыми значениями

Для сошки выбираем сталь марки 40Х (улучшение), у_вр =8500кгс/см²

Для рычагов рулевой трапеции выбираем сталь марки 40Х (улучшение), у_вр =8500кгс/см²

Для боковой и продольной тяг выбираем сталь марки 40 (улучшение), у_вр =7000кгс/см²

8. Заключение

В результате выполнения курсового проекта мы рассчитали усилие для поворота управляемых колес, которое оказалось равным 62 кгс и сделали вывод о необходимости применения гидравлического усилителя рулевого управления, размеры которого мы вычислили в пункте статический расчет рулевого управления и гидравлический расчет усилителя.

Также рассчитали элементы рулевого привода на прочность(сошку, продольную рулевую тягу, поперечную рулевую тягу и боковые рычаги рулевой трапеции). Указанные элементы рулевого привода выдерживают рассчитанную нагрузку с коэффициентом запаса не менее 1.5.

9. Список использованной литературы

1. И. Рампель Шасси автомобиля. Рулевое управление. Под ред. А.А. Гальбериха. М. Машиностроение, 1987 г., с.228.

2. Автомобили. Конструкция, конструирование, расчет, ходовая часть. Под. ред. А.И. Гришкевича. Мн: Высшая школа, 1987 г., с.200.

3. Рулевое управление автомобилей. Учебно-методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию. Мн.1978 г., с.45.

4. Краткий автомобильный справочник. М.: Транспорт, 1984 г.

5. Автомобили. Системы управления и ходовая часть. Мн: Высшая школа, 1983 г.

6. В.В. Осепчугов, А.К. Фрумкин. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета. М: Машиностроение, 1989 г., с.304.

7. А.А. Романченко, Н.Н. Чиненов, В.Т. Иванов и др. Дизельные автомобили “УРАЛ”. Устройство и ремонт. М: Транспорт, 1984 г., с,208.

8. Лысов М.И. “Рулевые управления автомобилей”, М: Машиностроение, 1972 г., 344 стр.

Размещено на Allbest