Материал: Рабочие процессы рулевого привода автомобиля ГАЗ–3308

•        отсутствие самопроизвольного поворота колес при колебаниях автомобиля на подвеске достигаются согласованным перемещением продольной тяги и подвески.

При движении автомобиля на колеса действуют внешние силы, стремящиеся повернуть их вокруг вертикальной и горизонтальной осей, и при наличии зазоров в сочленениях рулевого управления колеса могут занять отличное от заданного рулевым колесом положение. Во избежание этого колеса устанавливаются с некоторым наклоном. Поэтому под действием возникающих на колесах сил они сами возвращаются в исходное положение. Это называется стабилизацией управляемых колес. А углы наклона к вертикали и горизонтали, направленной вдоль оси автомобиля, а также углы отклонения осей поворота от вертикали носят название углов стабилизации управляемых колес автомобиля.

Для обеспечения минимальной передачи толчков и ударов на рулевое колесо применяют амортизирующие устройства в рулевом приводе; уменьшают плечо обкатки управляемых колес; применяют гидравлические усилители в рулевом приводе, воспринимающие и поглощающие толчки и удары, которые передаются от управляемых колес.

Рулевым усилителем называется механизм, создающий под давлением жидкости или сжатого воздуха дополнительное усилие на рулевой привод, необходимое для поворота управляемых колес автомобиля.

Усилитель служит для облегчения управления автомобилем, повышения его маневренности и безопасности движения. Усилитель значительно облегчает работу водителя.

Рисунок 7. Силовой цилиндр гидроусилителя руля ГАЗ-3308: 1 - гайка; 2- уплотнительные кольца; 3 - болт-штуцер; 4 - соединительная муфта; 5 - цилиндр; 6 - кольца поршня; 7 - шток с поршнем; 8 - головка цилиндра; 9 - манжета штока; 10 - сальник штока.

Работа силового цилиндра рулевого управления происходит следующим образом. Шток 7 (рисунок 7) силового цилиндра закреплен к кронштейну поперечной рулевой тяги, палец шарового шарнира - к кронштейну переднего моста. Шток силового цилиндра перемещает поперечную рулевую тягу, при этом осуществляется поворот передних колёс.

Надежность обеспечивается за счет следующих конструктивных решений: 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.

3. Расчёт деталей, определяющих работоспособность механизма

.1 Определение сил и моментов

Исходные данные для расчета:

–          разрешенную максимальную массу автомобиля (полная масса)=5950 кг;

–          нагрузка на переднюю ось 2465 кг, на заднюю - 3485 кг

–          размерность шин 12R18

Исходя из маркировки шины: r_своб=505 мм = 0,50 м

Статический радиус - 0,489 м

–          база автомобиля L=3770 мм;

–          наружный радиус поворота автомобиля 11 м;

–          передаточное число рулевого механизма U_рм=23,09

Исходя из компоновки автомобиля, принимаем следующие размеры:

–          радиус обкатки, r_у - 0,068 м;

–          радиус вращения сошки, l₀ - 0,18 м;

–          радиус вращения поворотного рычага, 0,22 м;

Для определения геометрических параметров рулевой трапеции используем графический метод. В нашей конструкции пересечение продолжения осей боковых тяг трапеции имеет место приблизительно на расстоянии 0,7L от передней оси. Считается, что оптимальное отношение длины m бокового рычага трапеции к длине n поперечной тяги m/n =0,12...0,16. Численные значения n и m можно найти из подобия треугольников (рис. 7):

ln =M(l - m),

где М - межшкворневое расстояние.

Учитывая, что т=(0,12...0,16)п, примем т=0,15п

,

где М - расстояние между осями шкворней;

- колея

l =

ln =M(l - 0,15n)  

т=0,15п=231 мм

Рис. 8. Схема расчёта трапеции

Для определения усилия на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте необходимо рассчитать момент сопротивления повороту.

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 ϕ - коэффициент сцепления колес с дорожным покрытием, ϕ ≈ 0,8

r_ϕ -плечо силы трения скольжения (верчения), r_ϕ≈0,14· r_c;

r_c -радиус свободного колеса

Исходя из маркировки шины: 12.00R18 r_своб=505 мм = 0,50 м

Плечо силы трения скольжения относительно центра отпечатка шины:

r_ϕ =0,14·0,50=0,07 м, тогда

Рисунок 9. Схема расчёта углов

Минимальный радиус поворота двухосного автомобилей с жесткими передними управляемыми колесами

R_Hmin = L/sinи_{н maх},

где и_{н maх} - максимальный угол поворота наружного колеса.

Минимальный радиус поворота (в метрах) ГАЗ-3308 (ГАЗ-66, ГАЗ-3302, ГАЗ-3309, ГАЗ-3307): 5,5м [5]

Моменты, обусловленные поперечным и продольным наклоном шкворней

Момент сопротивления подъему управляемых колес

средний угол поворота колеса

Углы в и г - поперечный и продольный углы шкворней (по ТТХ)

Тогда расчетный момент

Момент сопротивления повороту можно также рассчитать по полуэмперической формуле:

где м - коэффициент трения шины о дорогу(м = 0,7…0,9);

 - нагрузка на управляемое колесо;

р_ш - давление воздуха в шине; р_ш =340кПа

Нагрузка на переднюю ось 2465кг, на заднюю - 3485кг

На переднее колесо: ,

Расчетное усилие на рулевом колесе для грузовых автомобилей Р_р.к. = 700 Н.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Общий КПД рулевого управления определяется произведением КПД рулевого механизма и рулевого привода: з _ру = з _рм з _рп. [1]

От КПД рулевого механизма в значительной степени зависит легкость управления. КПД рулевого механизма при передаче усилия от рулевого колеса к сошке - прямой КПД: з ↓_рм = 0,6…0,95.

Обратный КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу: з ↑_рм = 0,55…0,85.

Как прямой, так и обратный КПД зависят от конструкции рулевого механизма. Пониженный обратный КПД, хотя и способствует поглощению толчков на рулевое колесо, но в тоже время затрудняет стабилизацию управляемых колес. При оценке рулевого привода необходимо учитывать потери на трение во всех шарнирных соединениях. По имеющимся данным, КПД рулевого привода находится в пределах: з _рп = 0,92…0,95. Принимаем з_рп=0,94

Принимаем з ↓_рм = 0,79, с учётом этого: з _ру =0,94·0,79=0,74

Общее передаточное число рулевого управления определяется как произведение передаточного числа рулевого механизма на передаточное число рулевого привода:

.

Передаточное число рулевого привода U_рп - отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: U_рп = 0,85…2,0.

U_ру - 20…25 у грузовых и автобусов.

Передаточное число рулевого управления ГАЗ-3308 - 23,09

Диаметр рулевого колеса нормирован. Для ГАЗ-3308 R_рк=425 мм

 Н

На основании вычисленного усилия на рулевом колесе могут быть последовательно определены нагрузки во всех деталях рулевого управления. Так как усилитель расположен в конечном звене рулевого привода, многие элементы (сошка, продольная тяга) нагружены только усилием водителя.

Сошку и рычаги рулевого привода рассчитывают на изгиб и кручение в опасных сечениях обычным методом.

.2 Определение наиболее нагруженного узла

Расчет сошки (рисунок 10).Под действием приложенной к шаровому пальцу силы, она работает на изгиб и кручение. Опасным является сечение А- А у основания рычага.

Расчётная сила на шаровом пальце сошки:

где l₀ - расстояние между осями вала сошки и шарового пальца, l₀ =180 мм;

Рисунок 10. Схема к расчету сошки.

Это усилие изгибает сошку в плече l=154 мм (от шарового пальца до опасного сечения А-А) и одновременно скручивает сошку в плече е =78 мм, c=24 мм.

Максимальное напряжение изгиба будет в точке "а", а максимальное напряжение кручения - в точке "b".

Эквивалентное напряжение растяжения в опасном сечении:

Где W и W_р - момент сопротивления изгибу и кручению расчётного сечения;

Материал сошки: сталь 30, 18ХГТ; [у]=300…400М Па - допустимое напряжение. Моменты сопротивления изгибу и кручению овального сечения определяем согласно курсу механики материалов:

м³

 м³

Расчёт шарового пальца сошки выполняют на изгиб и смятие под действием силы F_с:

где W - момент сопротивления изгибу сечения пальца;

А - площадь смятия;

D - диаметр шаровой головки пальца;

d - диаметр пальца в сечении на плече с приложения нагрузки

[у]_и=250…300 МПа - допускаемое напряжение изгиба;

[у_см]=50…60 МПа - допускаемое напряжение смятия.

Пальцы с шаровыми головками шарниров следует выпускать для новых автомобилей в соответствии с требованиями отраслевой нормали ОСТ 37.001.233-80, НАМИ рекомендует для нагрузки на управляемые колёса G₁=24кН использовать пальцы с диаметрами сферы D=35мм.

.

Расчет продольной тяги(рисунок 15).

Расчет продольной тяги на сжатие. Напряжение сжатия:

,

где А - поперечное сечение трубы, м²

D и d - соответственно наружный и внутренний диаметры тяги, D=30 мм d=25 мм;

l - расстояние между шаровыми пальцами, l =320 мм.

Запас устойчивости должен быть не менее 1,5…2,5.

Сила  вызывает напряжения сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги.

Рисунок 11. Схема к расчету продольной тяги

Критическое напряжение при продольном изгибе

,

где I - экваториальный момент инерции сечения тяги;

Е - модуль упругости, для стали Е=2,1·10⁵МПа

l - длина продольной тяги (по центрам шарниров), l=320 мм

Запас устойчивости

.