Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Рулевое управление служит для обеспечения (изменения или поддержания выбранного) заданного водителем направления движения автомобиля.
В общем случае, изменение направления движения автомобиля может осуществляться четырьмя способами:
Наиболее распространенным для автомобилей общего назначения является первый способ маневрирование – путем поворота управляемых колес.
Для автомобилей дорожной проходимости наибольшее распространение имеет схема рулевого управления с передними управляемыми колесами. Эта схема расположения управляемых колес наиболее оптимальна для обеспечения достаточно хорошей управляемости и устойчивости автомобиля с колесной формулой 4х2 и 6х4. Применение задней управляемой оси на транспортных автомобилях не используется.
Такой способ достаточно полно удовлетворяет большинству требований к управляемости и маневренности автомобиля. Поэтому назначение рулевого управления для транспортного автомобиля дорожной проходимости часто формулируется следующим образом: «Рулевое управление автомобиля служит для обеспечения заданного водителем направления движения автомобиля путем поворота его управляемых колес».
Второй способ поворота используется на некоторых автомобильных прицепах при работе автомобиля в составе автопоезда. Третий способ поворота применяется на сочлененных автомобилях. Последний способ, который производится за счет отключения от двигателя колес одного из бортов и их торможением специальным трансмиссионным тормозом, и подачей мощности к колесам другого борта, – наиболее рационален для короткобазных транспортных средств. Он связан с большим расходом мощности, но, как правило, упрощает и удешевляет конструкцию транспортного средства. Этот способ поворота используется в конструкциях некоторых многоосных автомобилей с равнорасположенными осями.
Все управляемые колеса применяют на автомобилях очень редко – на специальных транспортных средствах, когда необходимо существенно сократить радиус поворота.
В общем случае структура рулевого управления автомобиля включает в себя три составные части:
Под рулевым приводом понимается система рычагов, валов, тяг и т.п., обеспечивающая передачу необходимого усилия от рулевого механизма (как правило, от сошки) на управляемые колеса с помощью усилителя или без него, и обеспечивающая требуемое соотношение углов поворота управляемых колес для их качения без скольжения относительно опорной поверхности. Как следует из сказанного выше, усилитель применяется в рулевом управлении для обеспечения легкости управления автомобилем при маневрировании.
Конструкция рулевого управления автомобиля должна удовлетворять следующим требованиям:
Выполнение этого требования влияет на выбор числа управляемых колес, схему поворота, максимальные углы поворота управляемых колес, а также на выбор типа рулевого управления (механическое, гидравлическое, электрическое, комбинированное, с усилителем или без него), передаточное число рулевого механизма и закон его изменения. Оценочные показатели, методы из экспериментального определения и нормативные значения для различных категорий автомобилей приведены в ОСТ 37.001.471 и РД 37.001.005.
В теории автомобиля под поворотливостью понимают способность автомобиля совершать поворот или разворот за минимальное время. Поворотливость оценивается угловой скоростью поворота автомобиля. Поворачиваемость – это свойство автомобиля совершать повороты с заданной кривизной на дороге и на местности, т.е. изменять курсовой угол в соответствии с управляющим воздействием. Чем меньше радиус поворота и больше кривизна, тем лучше поворачиваемость автомобиля.
В соответствии с требованиями ГОСТ 21398 усилие на рулевом колесе не должно превышать 120Н при наличии усилителя в рулевом управлении , 500Н – при неработающем усилителе и 250Н – для рулевого управления без усилителя. Для грузовых автомобилей стран Западной Европы рекомендуемое усилие на рулевом колесе составляет 120…160Н, а в США – 50…120Н. при этом по мере увеличения угла поворота управляемых колес усилие на рулевом колесе должно возрастать, чтобы обеспечить водителю возможность определить положение управляемых колес. При наличии усилителя должна быть обеспечена кинематическая и силовая согласованность между поворотом рулевого и управляемых колес. ГОСТ Р 52302-2004 предусматривает следующие усилия на рулевом колесе в зависимости от категории АТС (таблица 01).
Таблица 01
|
Категория АТС |
Усилие на рулевом колесе, Н, не более |
|||
|
Неподвижный автомобиль |
Движущийся автомобиль |
|||
|
Без рулевого усилителя |
С рулевым усилителем |
С исправным усилителем |
При отказе усилителя |
|
|
M1 |
200 |
60 |
150 |
300 |
|
M2 |
250 |
|||
|
M3 |
350 |
250 |
200 |
450 |
|
N1 |
300 |
180 |
300 |
|
|
N2 |
350 |
250 |
400 |
|
|
N3 |
250 |
200 |
450* |
|
|
* Для грузовых автомобилей с двумя или большим числом мостов (осей) с управляемыми колесами допускается 500 Н. |
Это требование обеспечивается минимальными зазорами во всех сочленениях рулевого управления.
Статическая чувствительность рулевого управления автомобиля, которая характеризует возможность объезда неожиданного препятствия без изменения положения рук на рулевом колесе, должна быть в пределах: (м*рад)-1, при этом , где – кривизна траектории автомобиля при маневрировании: , где – радиус поворота автомобиля; – угол поворота рулевого колеса. Кинематическая чувствительность рулевого управления определяется выражением: , где – передаточное число рулевого управления, а – база автомобиля.
4. поддерживать такое соотношение между углами поворота управляемых колес, при котором качение всех колес автомобиля не сопровождается боковым скольжением. При повороте автомобиля его колеса должны катиться по концентрическим окружностям, что обеспечит отсутствие из бокового проскальзывания относительно опорной поверхности.
5. прямой КПД рулевого механизма должен быть выше обратного. Под прямым КПД понимают КПД при передаче нагрузок от рулевого колеса на управляемые колеса, а под обратным – от управляемых колес к рулевому колесу.
Выполнение этого требования обеспечит снижение динамических нагрузок на рулевом колесе при наезде управляемых колес на неровности дороги. Однако для обеспечения стабилизации управляемых колес в направлении прямолинейного движения рулевое управление проектируют на пределе обратимости, т.е. так, чтобы все нагрузки от управляемых колес уравновешивались в рулевом механизме и на рулевое колесо практически не передавались.
6. при выходе их строя усилителя должна сохраняться возможность управления направлением движения автомобиля.
7. конструкция рулевого управления должна быть проста, иметь малые размеры и массу, надежной в работе и быть приспособленной для проведения технического обслуживания.
Оценочными параметрами рулевого управления являются:
В общем случае классификация рулевых управлений автомобиля может быть представлена следующим образом:
по расположению рулевого колеса и механизма:
по конструкции рулевого механизма:
по конструктивным особенностям привода:
по принципу действия усилителя:
по числу управляемых колес:
Расстановка (расположение) управляемых колес зависит от типа и назначения автомобиля, его колесной формулы (рис..1).
Во всех случаях, когда это допустимо, число пар управляемых колес стремятся выбрать наименьшим. Это упрощает конструкцию рулевого управления, повышает устойчивость движения (меньше люфты и выше жесткость привода…).
Но если число пар управляемых колес меньше, чем (n-1), где n – общее число осей, то при повороте автомобиля неизбежно боковое скольжение неуправляемых колес. Таким образом, при повороте автомобиля с задней тележкой, особенно при установке пневмокатков, всегда будет иметь место скольжение колес тележки. Оно будет снижаться при уменьшении базы тележки (рис. 1-б).
2. Схема поворота автомобиля
Схема поворота автомобиля рис.2 должна обеспечить минимальное боковое скольжение колес или исключать его для повышения параметров устойчивости автомобиля при выполнении поворота и увеличения срока службы шин. Это обеспечивается перемещением колес при повороте по концентрическим окружностям.
Для неуправляемых колес автомобиля с колесной формулой 4х2 это условие обеспечивается при положении центра поворота на продолжении осевой линии этих колес. Для автомобиля с колесной формулой 6х4 или 6х6 с тележечной компоновкой задней и средней оси это условий для неуправляемых колес задней тележки практически не может быть выполнено. Минимизация бокового скольжения этих колес при повороте автомобиля обеспечивается минимальным смещением центра поворота от осевой линии колес мостов. Для этого стараются уменьшить базу задней тележки.
а) б)
Рис. 2. Схема поворота автомобиля:
– а) с жесткими шинами; – б) с эластичными шинами.
Управляемые колеса автомобиля для отсутствия бокового скольжения при повороте должны поворачиваться на разные углы. Разность углов их поворота обеспечивается условием:
,
где: – теоретический радиус поворота автомобиля по внешнему управляемому колесу;
– расстояние между осями ворота управляемых колес;
и – углы поворота управляемых коле левого и правого бортов соответственно;
– вынос управляемого колеса относительно оси его поворота.
Координаты положения центра поворота:
.
Эти выражения справедливы для поворота автомобиля с абсолютно жесткими колесами (рис. 2-а). При повороте автомобиля с эластичными колесами картина поворота автомобиля будет иной (рис.2-б). за счет бокового увода шин мгновенный центр поворота автомобиля смещается с линии оси задних колес. Направление такого смещения зависит от соотношения боковой жесткости шин передней и задней осей. Кроме этого боковой увод эластичных шин приведет к уменьшению или увеличению величины радиуса поворота автомобиля (в зависимости от соотношения жесткостей шин передней и задней осей). Более подробно влияние бокового увода на поворачиваемость автомобиля рассматривается в курсе Теория автомобиля
Другие способы (схемы) изменения направления движения меньше распространены на автомобилях. К таким способам относятся следующие.
Поворот складыванием применяется на специальных длиннобазных транспортных средствах для выполнения требования повышенной маневренности на ограниченных площадках. Или для автомобилей высокой проходимости для снижения сопротивления при повороте на податливых опорных поверхностях.
Поворот «по гусеничному» применяется при относительно небольшой базе автомобиля с числом осей больше двух.
Прежде, чем рассматривать вопросы проектирования (конструирования) рулевого управления, целесообразно определиться с нагрузочным режимом элементов рулевого управления, т.е. познакомиться с тем, что собой представляет сопротивление повороту управляемых колес и как определить его величину.
Момент, препятствующий повороту управляемого колеса (МСП), складывается из:
Таким образом: МСП = М1 + М2 + М3 .
Момент силы сопротивления качению колеса определяется по выражению:
М1 = G1 f a ,
где G1 – нагрузка на ось; f – коэффициент сопротивления качению; а – плечо обкатки (см. рис. 3).
Рис. 3. Расчетная схема определения момента сопротивления качению колеса.
Момент сил трения шины по опорной поверхности определяется по выражению:
,
где: х – плечо момента М2; , где: r – свободный радиус колеса;
rC – статический радиус колеса;
– коэффициент сцепления; принимают =0,9
Стабилизирующий момент (момент стабилизации колеса для прямолинейного движения) можно определить по выражению:
, где:
Сопротивление повороту управляемых колес определяется при повороте колес на месте на сухой шероховатой поверхности.
Для практических расчетов удобно привести момент сопротивления (МСП) повороту управляемого колеса к валу сошки (МС) :
,
где: uср П – силовое передаточное число рулевого привода;
р п – КПД рулевого привода.
Рассмотрим схему рулевого привода (рис. 4).
Силовое передаточное число рулевого привода, соответствующее началу поворота из правого крайнего положения в левое, находится из выражения:
,
где: Мсп – момент сопротивления повороту управляемых колес;
Мс – момент на валу сошки.
По схеме рулевого привода на рис. 4-а, для крайнего правого положения трапеции величина МС определится из выражения:
.
Тогда: ,
где: – активные длины: поворотного рычага, сошки, левого и правого рычагов.
Рис. 4. Схема рулевого привода с неразрезной (а) и разрезной (б) трапецией:
1 – сошка; 2 и 4 – продольная и поперечная рулевые тяги; 3, 5, 6, 8. – рычаги: поворотного кулака (цапфы), рулевой трапеции, подвески, маятниковый (соответственно); 7 – боковая тяга рулевой трапеции; 9 и 10 – шарниры рулевой трапеции.
КПД рулевого управления определяется выражением:
,
где: – кпд рулевого привода,
– кпд рулевого механизма.
Величина оценивает потери на трение в шарнирах тяги и шкворневых узлах управляемых колес. Эти потери составляют, соответственно, (10…15)% и (40…50)% от общих потерь в рулевом управлении.
Величина прямого КПД рулевого управления (при передаче усилия от рулевого колеса к управляемым колесам) в среднем составляет (0,67…0,82), а обратного – (0,58…0,63). Значение обратного кпд должно быть выше предела обратимости, но как можно ближе к нему. Первое – необходимо для сохранения стабилизации управляемых колес и «чувства дороги», но, при этом, обратный удар (поворачивающий момент, вызванный наездом колеса на неровность дороги) должен быть по пути к рулевому колесу существенно ослаблен.
Таким образом, =(0,5…0,65) , что составляет =(0,85…0,9).
Пренебрегая трением в подшипниках, сальниках и т. п. КПД червячного и винтового механизмов могут быть определены по выражениям:
где: – угол подъема винтовой линии червяка или винта в среднем сечении; – угол трения.
Кинематическое передаточное число рулевого механизма, в зависимости от его конструкции, может быть постоянным или переменным, и определяется по выражению:
или ,
где: и – угол и приращение угла поворота рулевого колеса,
и – угол и приращение угла повороты вала сошки.
Для современных рулевых механизмов, обычно, кинематическое передаточное число постоянное и равняется:
Кинематическое передаточное число рулевого привода равно отношению элементарного угла поворота вала сошки () к полусумме элементарных углов ( и ) поворота внутреннего и наружного колес:
.
Величина не постоянна и зависит от положения звеньев привода, поэтому ее значения должны определяться графически при разных углах поворота рулевого колеса.
Для привода, изображенного в среднем положении на приведенном выше рисунке, сошка и поворотный рычаг перпендикулярны между собой, а в крайних положениях – углы между рычагом и сошкой и тягой практически одинаковы. Поэтому можно принять:
,
где lПР и lС – длины поворотного рычага и сошки.
Тангенциальное усилие на ободе рулевого колеса описывается выражением:
.
Как говорилось выше, величина этого усилия не должна превышать (150…200) Н — для легковых автомобилей и 500 Н — для грузовых. Диаметры рулевых колес (2r РК) и тип соединения рулевого колеса с валом установлены ОСТ 37.001.062–75. В случае превышения нормативного усилия на рулевом колесе при проектировании рулевого управления в его конструктивной схеме должен быть предусмотрен усилитель.
Рулевой привод, как это было показано выше, представляет собой систему тяг и рычагов, соединенных шарнирно или неподвижно. Он служит для передачи усилия от сошки на поворотные кулаки (цапфы) и осуществляет заданную зависимость между углами поворота управляемых колес. Последнюю задачу выполняет часть привода, которую называют рулевая трапеция.
При зависимой подвеске управляемых колес (рис.4-а) рулевой привод состоит из сошки, насаженной на вал рулевого механизма, продольной рулевой тяги, поворотного рычага и рулевой трапеции (два рычага и поперечная тяга). При этом, располагая рулевой механизм, необходимо выполнить два требования:
Соблюдение этих требований исключает возникновение угловых колебаний управляемых колес вокруг шкворней при вертикальных ходах подвески во время прямолинейного движения автомобиля.
При независимой подвеске управляемых колес (рис. 4-б) поперечная тяга рулевой трапеции выполняется расчлененной на три шарнирно связанные части: средняя (собственно поперечная) тяга и две боковые тяги. При этом шарниры 10 должны находиться на продолжении осей качания поперечных рычагов подвески, что исключает угловые колебания управляемых колес вокруг шкворней при вертикальных ходах подвески во время прямолинейного движения автомобиля. Правильное положение указанных выше тяг расчлененной трапеции обеспечивается сошкой и маятниковым рычагом, расположенными симметрично относительно продольной плоскости автомобиля.
Основной задачей кинематического расчета рулевого привода является определение оптимальных параметров рулевой трапеции (обеспечение требуемого соотношения углов поворота управляемых колес вокруг шкворней). При проектировании привода, на первом этапе, считают, что оси шкворней вертикальные, а шины колес – жесткие.
Траектории качения всех колес на повороте должны иметь единый мгновенный центр (т.О), чтобы исключить их боковое скольжение. (см. рис. 2). Для выполнения этого условия должно соблюдаться условие:
,
где В1 – шкворневая колея; Lа – база автомобиля.
Это выражение называют уравнением котангенсов. Геометрия рулевого привода, определяемая этим уравнением, называется геометрией рулевого управления типа Аккерман.
В связи с боковой (поперечной) эластичностью шин добиться идеальной схемы поворота автомобиля, изображенной на Ошибка! Источник ссылки не найден.-а, невозможно. На практике центр поворота автомобиля – т. О находится на некотором расстоянии LLa, за счет разной «поворачиваемости» автомобиля, связанной с уводом эластичных шин передней и задней осей,.
Для поворота автомобиля с эластичными шинами уравнение котангенсов будет иметь тот же вид, но вместо будет L.
Чем ближе к единице, тем совершеннее поворот.
Из треугольника ОАВ (рис. 2-а) выразим:
.
Тогда: ,
а
.
Расчетными параметрами рулевой трапеции являются (рис.1):
Рис.1. Расчетные параметры рулевой трапеции и зависимость Х от B1/Lа при y, равном, соответственно: 1.– y = 0,12; 2. – y = 0,14; 3. – y = 0,16.
При проектировании трапеции для получения оптимального соотношения углов поворота управляемых колес должно быть выдержано условие:
База автомобиля – Lа, известна из компоновки автомобиля. Шкворневую колею (В1) находят из компоновочных соображений по чертежу управляемого моста. Затем, вычислив отношение B1/Lа, по графику на рис. 5 находят три значения коэффициента Х для соответствующих значений коэффициента . Очевидно, что значения коэффициента y будут влиять на компоновочную ситуацию в зоне переднего моста. Поэтому предварительно просчитывают три варианта.
После этого, для каждого значения Х вычисляют значения параметров трапеции:
;
;
.
Если компоновочные условия позволяют разместить рулевую трапецию перед управляемым мостом, то длина поперечной тяги (n) должна быть больше шкворневой базы, т. е.:
.
Затем для ряда последовательных значений графически определяют величины и вычисляют коэффициенты . После этого на одном графике строят три кривые зависимости от и прямую:– .
К окончательной проработке принимают тот вариант трапеции, у которого, для наиболее часто используемых при эксплуатации углов поворота управляемых колес, линия, выражающая на графике зависимость , находится ближе к прямой .
Очевидно, что максимальные углы поворота управляемых колес, во время эксплуатации используются достаточно редко и при небольших скоростях движения, поэтому указанное выше условие выбора варианта трапеции следует применять для небольших углов поворота управляемых колес.
При высокой поперечной эластичности шин форма трапеции приближается к прямоугольнику. Но в общем случае, для нормальной работы рулевого привода максимальное значение углов поворота управляемых колес ограничивается условием: .
После принятия решения выполняют схематическую компоновку рулевого привода для определения размеров и расположения в пространстве сошки, тяг и рычагов, необходимых для вычисления передаточных чисел привода. При этом необходимо стремиться к симметричности крайних положений сошки относительно нейтрального и к равенству передаточных чисел привода при повороте колес как направо, так и налево. Это условие обычно выполняется, если углы между сошкой и продольной тягой и между тягой и поворотным рычагом в крайних положениях приблизительно одинаковые.
При необходимости, может быть выполнен графический анализ правильности принятого решения. Суть графического анализа рулевого привода (рис. 0.) заключается в построении нескольких положений продольных рычагов и поперечной тяги при повороте управляемых колес, и анализе положений связанных с ними точек относительно теоретической линии MF.
Вначале угол I поворота рычага трапеции внутреннего переднего колеса (1) (на рисунке справа) с соответствующим шагом отклонения изображают от начального положения рулевого рычага, рис. 0.. Затем от шарнира этого рычага проводят дуговую заметку с радиусом, равным длине поперечной рулевой тяги.
Эта дуга пересекает дугу радиуса, равного длине продольных рычагов трапеции, проведенную из оси шкворня наружного колеса, определяя соответствующий угол 0 поворота наружного переднего колеса. При изображении углов i поворота внутреннего переднего колеса и соответствующих углов 0 поворота наружного переднего колеса, от линии передней оси их не общие стороны будут пересекаться в точках O1, O2, O3 на кривой погрешностей как это показано на рис. 0..
Рис. 0. Кривая погрешности рулевой трапеции
Если геометрия рулевого управления отвечает уравнению котангенсов, то пересечение не общих сторон углов i и 0 должны лежать на прямой линии MF, как это упоминалось раньше. Поэтому отклонение кривой, последовательно соединяющей точки O1, O2, O3, от линии MF является показателем погрешности геометрии рулевого управления в отношении критерия рулевой трапеции Аккермана. Геометрия рулевого управления с кривой погрешности, которая существенно отклоняется от линии MF, будет вызывать значительное трение шин при повороте. Это приведет к интенсивному износу шин и увеличению усилия на рулевом колесе для поворота.
Этот графический метод является приемлемым только для рулевых систем с неразрезной трапецией, которая обычно используется на транспортных средствах с передней зависимой подвеской.
Для машин с передней независимой подвеской система рулевых тяг будет более сложной, и использование этого метода или потребует дополнительных сложных построений, или станет просто невозможным.
Наличие боковой эластичности шин оказывает существенное влияние на поведение автомобиля при маневрировании (на соотношение реальных углов поворота левого и правого управляемых колес и положение мгновенного центра поворота автомобиля). Но это требует более серьезных исследований, методика которых приводится в специальной литературе.
Если ограничиться катким алгоритмом рассмотрения этого вопроса, то он заключается в следующем.
Для упрощения анализа управляемости автомобиля с эластичными шинами рассматривается установившееся движение автомобиля на повороте с постоянным радиусом траектории и постоянной скоростью. Показатели инерционных свойств машины при этом обычно не учитываются. Кроме этого, используется упрощенная модель автомобиля, когда пару шин на одной оси представляют одной шиной с удвоенной боковой жесткостью (рис. 2).
При движении машины на повороте на средних и высоких скоростях влиянием центробежной силы, приложенной к центру тяжести, пренебрегать нельзя. Для уравновешивания центробежной силы, действующей на автомобиль, шины должны развивать соответствующие боковые реактивные силы в контакте с дорогой. Известно, что боковая сила, действующая на шину, создает угол бокового увода. Поэтому, когда машина движется со средними или высокими скоростями, для всех четырех колес существуют углы бокового увода.
Рис. 2 Упрощенная модель установившегося поворота автомобиля
Из геометрии, показанной на рис. 2, взаимосвязь между углом поворота передней шины f , радиусом поворота R, колесной базой L и углами увода передней а и задней f. шин будет следующей:
;
Из выражения видно, что угол поворота передней шины, требуемый для движения по заданной кривой, является функцией не только радиуса поворота, но также и переднего а и заднего f углов увода. Углы увода а и f зависят от боковой силы на передней af и задней ar осях и боковой жесткости шин.
Первые можно определить из равновесия автомобиля в поперечном направлении. Вторые – требуют проведения соответствующих испытаний или использования эмпирических формул.
При малых углах поворота боковые силы на передней и задней осях приблизительно составят;
; ;
где W - полный вес машины; V - скорость движения вперед; g - ускорение свободного падения.
Нормальные нагрузки на передние и задние колеса в статических условиях выражаются следующими зависимостями:
; .
Следовательно: и .
Поэтому углы бокового увода будут:
; и .
где и – боковая жесткость каждой из передних и задних шин соответственно.
Боковая жесткость конкретной шины измеряется в зависимости от большого числа эксплуатационных параметров, включающих давление воздуха в шинах, нормальную нагрузку, тяговую (или тормозную) и боковую силы. Их можно рассматривать как постоянные величины только в ограниченном диапазоне эксплуатационных условий.
Объединяя показанные выше формулы, получим выражение для угла поворота переднего управляемого колеса, необходимого для движения по данной кривой:
Данное уравнение является фундаментальным, отражающим поведение автомобиля при установившемся повороте. Это уравнение показывает, что угол поворота необходимый для движения по данной кривой, зависит от колесной базы, распределение веса по осям, скорости движения и боковой жесткости шин.
В связи с тем, что соотношение углов бокового увода колес автомобиля влияет на величину угла и радиуса поворота, возможны три характеристики поворачиваемости автомобиля:
Первая характеристика, с точки зрения обеспечения большей маневренности, является предпочтительной для автомобиля, когда требуется обеспечить малый радиус поворота при конструктивно ограниченных углах поворота управляемых колес. Однако, принимая такое решение, следует помнить, что при уменьшении радиуса поворота возрастает действующая на автомобиль центробежная сила, в результате чего увеличивается и увод шин. Но при этом, чем больше увод, тем меньше радиус поворота автомобиля, а значит, ещё больше становится центробежная сила. Такой процесс может привести к потере устойчивости движения автомобиля по заданной (требуемой) траектории, что конечно, не желательно и не безопасно. Кроме этого автомобиль с избыточной поворачиваемостью, может самопроизвольно входить в поворот при действии боковой силы, даже при не повернутых управляемых колесах.
Для автомобилей с избыточной поворачиваемостью при разгоне с постоянным радиусом поворота водитель должен уменьшать угол поворота, а когда машина разгоняется фиксированным положением рулевого колеса, радиус ее поворота уменьшается рис. 3.
При воздействии боковой силы, приложенной к центру тяжести автомобиля с избыточной поворачиваемостью, который первоначально двигался по прямой линии, передние шины создают угол бокового увода, меньший, чем угол бокового увода задних шин. В результате появляется разворачивающее движение, и машина поворачивается против действия силы (рис..4).
Для автомобилей с избыточной поворачиваемостью можно определить критическую скорость Vcrit :
.
Критическая скорость – это скорость, при которой дополнительный угол поворота рулевого колеса, необходимый для движения на каком-либо повороте, равен нулю (рис.5).
Для автомобиля с избыточной поворачиваемостью коэффициент Kus в уравнении имеет отрицательный знак, из-за этого у машины критической является скорость, выше которой такая машина проявляет курсовую неустойчивость.
Рис. 3. Курсовая реакция при приложении боковой силы к центру тяжести автомобиля с нейтральной недостаточной поворачиваемостью
Рис..4. Кривая реакции при фиксированном угле поворота для автомобилей с нейтральной, недостаточной и избыточной поворачиваемостью
Рис.5. Зависимость угла поворота от скорости автомобиля с нейтральной, недостаточной и избыточной поворачиваемостью. (постоянный радиус R30м; колесная база L=3м.
Для автомобиля с недостаточной поворачиваемостью (вторая характеристика поворачиваемости) при разгоне с постоянным радиусом поворота водитель должен увеличить угол поворота. Или другими словами, когда машина разгоняется при фиксированном положении рулевого колеса, радиус ее поворота увеличивается, рис 11. При действии боковой силы, приложенной к центру тяжести автомобиля с недостаточной поворачиваемостью, его передние шины создают угол бокового увода, больший, чем угол бокового увода задних шин. В результате машина поворачивает в сторону действия боковой силы, рис. 11.
Действие боковой силы на автомобиль, обладающий недостаточной поворачиваемостью, никакой опасности для потери устойчивости не приведет. (До тех пор пока составляющие этой системы, действующие на каждую ось автомобиля, не превысят сил сцепления этих осей с дорогой). Центробежная сила, возникающая при этом, будет направлена в сторону, примерно противоположную внешней боковой силе, и будет нейтрализовать её действие.
Для автомобиля с недостаточной поворачиваемостью можно определить характеристическую скорость Vchar.. Характеристическая скорость – это скорость, при которой угол поворота рулевого колеса, необходимый для обеспечения движения с постоянным радиусом, равен 2L/R (рис. 3):
Для автомобиля с нейтральной поворачиваемостью при равенстве углов бокового увода передних и задних шин: а=f., угол поворота, необходимый для обеспечения движения по заданной кривой, не зависит от скорости движения и определяется по уравнению:
.
Коэффициент недостаточной поворачиваемости, равный отношению углов увода передних и задних шин, в этом случае равняется нулю.
Если автомобиль с нейтральной поворачиваемостью разгоняется при постоянном радиусе поворота водитель должен сохранять одно и то же положение рулевого колеса. Когда машина разгоняется с фиксированным положением рулевого колеса, радиус его поворота остается одинаковым (рис..4).
Когда автомобиль с нейтральной поворачиваемостью движется по прямому направлению и на него действует боковая сила, приложенная в центре тяжести, то на передних и задних шинах должны создаваться одинаковые углы бокового увода. В результате такой автомобиль будет двигаться по прямолинейному пути с постоянным углом отклонения от заданного направления рис. 3.
Таким образом, наиболее рациональным соотношением бокового увода шин, с точки зрения устойчивости движения автомобиля и отсутствия большого увеличения радиуса поворота, считается такое, при котором обеспечивается наибольшая недостаточная поворачиваемость автомобиля, хотя это несколько ухудшает его маневренность (общую поворачиваемость).
Необходимое соотношение углов увода может быть обеспечено двумя способами (мероприятиями):
– соответствующим распределением нормальных нагрузок на колесо, а значит, в большинстве случаев, действующих на колеса составляющих боковой силы;
– давление воздуха в шинах, влияющего на величину коэффициента избыточной поворачиваемости.
– в меньшей степени, за счет элементарного распределения окружных сил по колесам различных осе, но эти силы настолько переменны, что это, как правило, нельзя применить практически.
На характеристику поворачиваемости автомобиля может влиять и такой конструктивный фактор, как выбор кинематической схемы подвески определяющей крен поперечный колес и корпус автомобиля при движении на повороте.
Тяги рулевой трапеции выполняют из бесшовных труб, обеспечивая большую жесткость при малой массе, при этом тягам придают такие формы, которые отвечают компоновочным требованиям. Их изготовляют из сталей 02,30,35.
Рычаги и сошку изготовляют кованными с оптимальным по условию прочности и жесткости поперечным сечением (обычно – переменным по длине эллиптическим). В качестве материала применяют стали 35Х, 40, 40Х, 40ХН (ГОСТ 4543-78). Сошку с валом рулевого механизма сопрягают шлицевым соединением с треугольного профилем шлицев.
Шарниры рулевого привода выполняют сферическими. Конструктивных схем таких шарниров много. Они отличаются в зависимости от направления и величины действующих на шарнир нагрузок. Основной отличительной особенностью этих шарниров является обязательное наличие устройства, устраняющего зазоры, возникающие вследствие износа рабочих поверхностей. Такие устройства обеспечивают плотность сопряжения шарового пальца с вкладышами и, как правило, имеют для этого пружины, действующие по оси тяги или по оси пальца. Первые – получили распространение на грузовых автомобилях средней и большой грузоподъемности. Их отличительной особенностью является то, что усилие пружины должно быть значительно больше усилия, передаваемого вдоль тяги во время движения автомобиля. это отрицательно сказывается на долговечности вкладышей. Вторые – не имеют данного недостатка. Усилие пружины в них должно удерживать инерционные силы, действующие при движении автомобиля вдоль оси сферического пальца.
Корпуса шарниров поперечной и боковых тяг выполняются в виде наконечников, навертываемых на концы тяг, для обеспечения возможности регулирования и установки схождения и упрощения технологического процесса изготовления. Конструкция шарниров должна предусматривать эффективные меры для герметичности шарнира извне и изнутри и, при необходимости, предусматривать возможность обновления смазочного материала.
Для шаровых пальцев и вкладышей используют стали 12ХН3А, 18ГТ, 20ХН (ГОСТ 10702-78). Их рабочие поверхности цементируют на глубину 1,5…3,0 мм и подвергают закалке до HRCэ 56,,,63. допускается применение сталей 40 и 45 с объемной закалкой и упрочнением галтели. Корпуса шарниров изготовляют из сталей 35, 40.
В последнее время применяются специальные методы повышения износостойкости рабочих поверхностей шарниров: плазменное и газо-плазменное напыление специальных сплавов…
В шарнирах легковых автомобилей вкладыши изготовляют из конструкционных пластмасс. В последнее время такие вкладыши изготовляют из материалов, допускающих возможность их пропитки специальными составами, снижающими трение и позволяющими работать без смазки (например: дисульфид молибдена).
Нагрузочный режим при расчете прочности для деталей рулевого привода определяют в зависимости от наличия в рулевом управлении усилителя. Если усилитель отсутствует, то расчетная нагрузка на детали привода определяется по максимальному значению момента сопротивления повороту управляемых колес (см. выше).
При наличии в рулевом управлении усилителя, совмещенного с рулевым механизмом, нагрузка на детали привода определяют по величине момента на валу сошки (Мс), являющегося результатом одновременного действия усилителя при максимальном давлении жидкости и предельной тангенциальной силы, приложенной к рулевому колесу ( КН).
Если усилитель размещен в приводе, то расчетная нагрузка для деталей привода между рулевым механизмом и усилителем, определяют по моменту на выходе механизма: . А для деталей расположенных после усилителя (силового цилиндра) расчетная нагрузка определяется из совместного действия момента на сошке рулевого механизма (МС) и силового цилиндра усилителя при максимальном давлении.
Тяги рулевого привода рассчитывают на устойчивость по продольному изгибу. При этом экваториальный момент инерции (J) сечения тяги находят из условия:
,
где – коэффициент запаса жесткости тяги; =1,5…2,5;
– сила, действующая вдоль тяги;
МПа – модуль упругости первого рода;
l – расстояние между центрами шарниров рассматриваемой тяги.
Сошку и рычаги рассчитывают на совместный изгиб и кручение рис..6. Опасным сечением является сечение у основания рычага (сошки).
Рис..6. Сошка, шаровой палец и эпюры направлений в сечении А-А
Согласно третьей теории прочности для наиболее напряженной точки (а, см. рис. опасного сечения) эквивалентное напряжение будет:
,
где – сила, приложенная к шаровому пальцу сошки;
WИ и WK – моменты сопротивления изгибу и кручению расчетного сечения;
– предел текучести материала;
-коэффициент запаса прочности относительно предела текучести; =1,7…2,4.
Моменты сопротивления сечения изгибу и кручению определяются по известным формулам в зависимости от формы сечения и характера (направления) действия нагрузок.
Шаровые пальцы, как показывает практика, теряют работоспособность вследствие износа сферической головки или поломки хвостовика. После выбора конструктивной схемы шарнира и назначения (выбора по аналогам) шарового пальца, следует проверить соблюдение условия, обеспечивающее приемлемую износостойкость и прочность пальца:
МПа и МПа,
где – FШ – расчетная сила, действующая на шарнир;
– А – площадь проекции нагруженной части головки пальца на плоскость, проходящую через его центр перпендикулярно к направлению действия силы FШ.
Производство рулевых механизмов для отечественных автомобилей регламентировано отраслевым стандартом ОСТ 37.001.013–76. Этот стандарт определяет рекомендуемые типы рулевых механизмов в зависимости от доли массы автомобиля, приходящейся на управляемый мост, а также ряд параметров этих механизмов. Данным стандартом предусматривается применение только двух типов механизмов. На автомобили с вертикальной реакцией на управляемый мост до 25 кН при отсутствии усилителя и до 40 кН с усилителем рулевого управления рекомендуется устанавливать червячно-роликовый механизм. При большей величине вертикальной реакции, действующей на управляемый мост – винтореечный механизм. При величине вертикальной реакции менее 12 кН на автомобили допускается устанавливать реечные механизмы, параметры которых стандартом не регламентируются.
Винтореечный рулевой механизм имеет две ступени – винтовую передачу с циркулирующими шариками и передачу рейка – зубчатый сектор (рис. 7).
Рис. 7. Рулевой механизм винтореечного типа:
1 – винт; 2 – шарикопровод; 3 – гайка-рейка; 4 – сектор с валом сошки; 5 – регулировочный винт; 6 – роликовый подшипник
Этот механизм удобен при компоновке с распределителем гидроусилителя, а при необходимости, и с силовым гидроцилиндром. Он имеет высокий кпд, достаточную надежность и долговечность.
Передаточное число винтореечного механизма определяется следующим образом.
При повороте рулевого колеса на угол гайка с зубчатой рейкой переместятся на расстояние:
,
где р – шаг винтового канала, образованного канавками винта и гайки.
Вследствие смещения рейки зубчаты сектор повернется на угол , которому соответствует длина дуги его начальной окружности,
,
где -- -- радиус начальной окружности сектора.
Искомое передаточное число определиться:
.
Шариковинтовая передача отличается от обычной винтовой пары тем, что силы от винта к гайке передаются через шарики, дорожками качения которых являются винтовые канавки, выполненные на теле винта и в гайке, образуя винтовой канал. При повороте гайки шарики циркулируют в гайке, перекатываясь по винтовому каналу. Через отверстие с одной стороны гайки шарики выкатываются из винтового канала в обводной канал – шарикопровод, и, перекатываясь по нему, через отверстие с другой стороны гайки возвращаются в винтовой канал.
Шарикопровод – трубку, штампуют из листовой стали и концами вставляют в просверленные отверстия в гайке так, чтобы их оси были касательными к оси винтового канала.
Винты выполняют однозаходными с постоянным шагом мм и углом подъема . Диаметр шариков равен 7…9 мм. Профили канавок в плоскости, перпендикулярной винтовой линии, делают таким, чтобы обеспечивался двух- или четырехточечный контакт шарика с дорожками качения этих канавок (рис. 8). Профиль канавок, обеспечивающий четырехточечный контакт, является предпочтительным, несмотря на большую сложность изготовления. Осевой люфт винта на должен превышать 0,02…0,003 мм. чистота поверхностей канавок и точность их изготовления должны быть высокими. Применяемые шарики – 2…3 классов точности, плюс – селективная сборка винтовой пары.
Рис. 8. Профили канавок винта и гайки
а) – с четырехточечным контактом; б) – с двухточечным контактом
Для винтов и гаек используют стали 25ХГТ или 20ХН3А (HRC 58…64).
Все это обеспечивает надежность такой передачи, большой срок ее службы, малые потери на трение и практически беззазорное сопряжение винта с гайкой.
Передача рейка – зубчатый сектор -- обычно имеет пять зубьев на секторе (рис. 7). Сектор обычно изготовляют заодно целое с валом сошки из стали 20Х2Н4А (HRC 56…62).
Зубья сектора изготовляют с переменной по длине толщиной, что позволяет осевым перемещением вала сошки устранять зазор в зацеплении, появляющийся вследствие изнашивания сопрягаемых поверхностей. При этом очевидно, что средние зубья сектора и рейки изнашиваются более интенсивно. Поэтому, чтобы исключить заклинивание изношенной передачи в крайних положениях после регулировки зазора, при изготовлении деталей предусматривают увеличенные боковые зазоры в зацеплении при поворотах вала сошки от среднего положения. Это, обычно, обеспечивают уменьшением толщины зубьев сектора от середины к краям. Технологически это обеспечивается смещением оси поворота заготовки при обработке зубьев сектора от его геометрического центра в сторону рейки.
После определения основных размеров передачи, оптимальную величину технологического смещения зубчатого сектора (n) определяют путем построения графиков зависимости бокового зазора от угла поворота сошки при различных значениях n, вычисляя по формуле:
,
где -- радиальный зазор; -- угол зацепления; -- радиус начальной окружности сектора; -- угол поворота вала сошки. (рис. 220 и 221 ---Лукин)
Величину эксцентриситета (n) принимают такой, при которой зазор в крайних положениях поворота сошки превышает наибольшую величину устраняемого регулировкой зазора в зацеплении в среднем положении сошки и рейки.
зменение зазора в зацеплении может быть достигнуто и путем изготовления разной ширины впадин рейки при одинаковой толщине зубьев сектора.
При использовании совмещенного с механизмом усилителя рулевого управления, рейку изготавливают заодно целое с гайкой или с поршнем силового цилиндра из стали 18ХГТ (HRC 56…62).
Модуль зацепления сектора и рейки определяют по общеизвестной методике из условия изгибной прочности, используя формулу:
,
где -- сила, действующая на зуб сектора и рейки; -- ширина сектора; -- коэффициент нагрузки между зубьями (неравномерность распределения по длине контактной линии зубьев); -- коэффициент формы зуба.
Допускаемое напряжение может быть принято МПа, или найдено по выражению -- , МПа.
Величина контактного напряжения в зацеплении зубьев определяется по известной формуле Герца – Беляева.
Значение шага винта (р) определяют по заданному передаточному числу из формулы, приведенной выше -- , задавшись значением .
По величине шага выбирают предварительное значение диаметра шарика: . И затем. Полученное значение округляют до величины, предусмотренной ГОСТ 3722 на сортамент шариков.
Затем выбирают профиль канавок винта и гайки в нормальном сечении. Наиболее часто используют полукруговой профиль, который позволяет иметь под шариками пространство для смазывания и сбора продуктов износа. Радиус желоба () (см. рис219) у винта и гайки должен быть больше, чем у шарика, для уменьшения трения. Можно принять: .
Внутренний и внешний диаметры канавок винта ( и ) и гайки ( и ) определяются:
; ;
; ,
где h -- глубина канавки; обычно .
Смещение х центров профилей канавок относительно центров шариков и среднего диаметра винтового канала :
; .
Минимальное целое число шариков в одном витке и необходимое общее число рабочих шариков:
;
,
где -- угол подъема винтовой линии, ; -- угол контакта шариков с канавками, ; -- коэффициент неравномерности распределения осевой нагрузки между шариками, ; -- допускаемая нагрузка, действующая на один шарик по нормали к поверхности контакта, при которой обеспечивается длительный срок службы винтошариковой передачи. Ее определяют из условия контактной прочности шарика и винта:
,
где --К – коэффициент, который можно определить по графику на рис. 9 в зависимости от отношения главных приведенных кривизн:
;
Рис. 9. График для определения коэффициента
-- -- допускаемое контактное напряжение, которое при HRC 58…64 изменяется в пределах 2500…3500 МПа.
Число витков винта (гайки) равно: .
Для достижения благоприятного распределения нагрузки между витками обычно предусматривают 1,5…2,5 витка. Если требуемое число витков более 2,5, то для сохранения высокого кпд применяют два самостоятельных круга циркуляции с равными числами витков и шариков. По той же причине общее число шариков не должно быть больше 60. В противном случае принимают шарики большего диаметра и повторяют расчет.
Радиальный зазор (рис. 8) не должен быть больше 0,02…0,03. величина этого зазора моет быть найдена по выражению:
.
Осевой и радиальный зазоры связаны выражением:
.
После компоновки винтореечного механизма проверяют прочность и жесткость винта. Винт находится в сложном напряженном состоянии. В его опасном сечении (рис. 7) действуют напряжения растяжения от осевой нагрузки (силы FОС), изгибающего момента:
;
и крутящего момента:
,
где n -- расстояние от оси винта до полюса зацепления; l – расстояние между опорами винта; -- угол зацепления; -- угол контакта шарика с канавками; -- приведенный угол трения; f – коэффициент трения качения, f =0,008…0,01.
При этом должно выполняться условие:
,
где , и -- площадь и моменты сопротивления сечения винта по внутреннему диаметру d1 канавки изгибу и кручению; -- допускаемое напряжение, причем , где -- предел текучести материала винта.
Червячно-роликовый рулевой механизм (рис. 10) имеет глобоидальный червяк и вращающийся ролик. Червяк 1 называется глобоидальным потому, что его витки расположены на торовой поверхности. Нагрузочная способность такой передачи в 1,5…2 раза выше обычной цилиндрической червячной передачи. Это связано с большим числом зубьев, одновременно находящихся в зацеплении и благоприятным расположением линии зацепления. Глобоидальность червяка позволяет получить больший угол поворота сошки. Такая передача имеет малые потери на трение, т.к. трение качения заменяет трение скольжения обычной червячной передачи () при низком значении обратного кпд (). Такой механизм имеет простой способ регулирования зазора в зацеплении путем смещения сошки вдоль его оси.
Рис. 10. Червячно роликовый рулевой механизм
Особенности расчета – см. в основной литературе.