Тягово-динамический расчет автомобиля КамАЗ-5320. 
Конструкторский расчет рулевого управления

ЗАДАНИЕ

На курсовой проект по курсу «Автотранспортные средства».

Тема проекта «Тягово-динамический расчет автомобиля КамАЗ-5320. Конструкторский расчет рулевого управления».

Цель проекта: закрепление навыков по расчету основных эксплуатационных свойств, анализу конструкций и элементам расчета агрегатов и систем автомобилей.

Исходные данные для выполнения проекта:

Тип и марка автомобиля КамАЗ-5320.

Тип ДВС дизельный.

Колесная формула 6Ч4.

Собственная масса а/м 7080 кг.

Полная масса а/м 15 305 кг.

Макс. мощность ДВС 154 кВт.

Угловая скорость вала двигателя при Ne max 272,3 с-1.

Передаточные числа КП i1 — 6,38 i2 — 3,29 i3 — 2,04.

i4 — 1,25 i5 — 0,815.

Передаточное число ГП i0 — 7,22.

Габаритная высота а/м 2,910 м.

Колея по передним колесам 2,010 м.

Размер шин 260−508Р.

КПД трансмиссии 0,8.

Коэффициент сопротивления воздуху 0,6 Н*с2/м4.

Загрузка, а/м 100; 80%.

Тип дорожного покрытия (щебёночное шоссе) f = 0,04 = 0,4.

Содержание пояснительной записки: расчет тяговой динамичности; обзор и описание конструкции; инженерный расчет заданного узла.

Содержание графической части: 1 лист — графики по результатам расчета тяговой динамичности автомобиля; 2 лист — обзор существующих конструкций проектируемого узла или агрегата (с учетом зарубежных аналогов); 3 лист — сборочный чертеж общего вида узла или агрегата (с необходимым количеством проекций, с разрезами, сечениями и дополнительными видами).

Техническое задание

РЕФЕРАТ

Настоящий курсовой проект является учебным. При выполнении расчетов тягово-динамических свойств за базовый автомобиль был принят автомобиль КамАЗ-5320. Курсовой проект состоит из двух частей. В первой части выполнен расчет проектируемого узла, а также обзор конструкций.

Графическая часть проекта состоит из трех листов формата А-1: графики тяговой динамичности автомобиля, обзор существующих конструкций узла, заданного на проект и сборочный чертеж проектируемого узла.

Основной целью проекта является углубление и закрепление знаний по курсу «Автомобильные средства», получение навыков по расчетному определению эксплуатационных качеств АТС и навыков самостоятельного решения задач конструкторского качества и характера, связанных с расчетом узлов и деталей АТС на прочность, долговечность и износ.

Основными задачами транспорта являются своевременное и полное удовлетворение потребностей народного хозяйства и населения в перевозках, повышение экономической эффективности его работы.

Для решения этих задач необходимо решить множество проблем, среди которых: внедрение передовой техники, улучшение культуры и технологии производства, повышение темпов обновления подвижного состава.

За свою более чем столетнюю историю автомобиль стал весьма сложным техническим изделием. Многие его узлы и агрегаты доведены до предела механического совершенства и продолжают развиваться уже в качественно новом уровне, «обрастая» новыми системами управления и контроля.

Совершенствуются не только конструкция, определяющая эксплуатационные качества, но также процессы производства и утилизации. То есть весь жизненный цикл автомобиля, затрагивающий не только самого потребителя, но и остальных членов общества. Надо сказать устойчивая тенденция к снижению экономического воздействия автомобиля на человека и окружающую сферу появилась сравнительно недавно. До этого на протяжении длительного времени автомобили становились все тяжелее и больше, потребляли больше топлива. При этом отдельные технические решения, направленные на снижение расхода топлива не приносили существенных результатов, так как перекрывались расходными статьями. Ситуация координально изменилась сравнительно недавно, но отдельные экологические кризисы и угроза глобальной экологической катастрофы выдвинула на первое место именно требования по защите окружающей среды, экономии топлива и других ресурсов, при производстве автомобиля.

Снижение расхода топлива и как следствие загазованности идет за счет применения легких и прочных материалов, таких как, алюминий, титан, а также применение антифрикционных покрытий. Оптимизирующие системы и композиции алгоритмов электронного управления ДВС (системы впрыска топлива).

Следует также отметить, что многолетние исследования альтернативных силовых агрегатов и топлив, пока так и не привели к радикальному изменению энергоустановок, по мнению специалистов в ближайшее время предстоит совершенствование все тех же бензиновых и дизельных двигателей.

Тем не менее, перспективы у альтернативных топлив есть. К примеру хорошие перспективы имеют сжиженный нефтяной и сжатый природный газ, запасы которых еще весьма велики. Но при этом газ имеет недостаток малую объемную энергоемкость.

Так же многие видят будущее за гибридными автомобилями, двигатель на которых работает в наиболее оптимальном режиме по экономичности.

Весьма важная роль в автомобилестроение отводится аэродинамике. Для улучшения этого показателя в последнее время сделаны большие шаги, применены новые лакокрасочные покрытия, новые конструкции и технические решения.

1. ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Подбор двигателя

1.1.1 Определение полной массы АТС

Для легковых автомобилей и автобусов полная масса определяется из вырания:

где — собственная масса автомобиля, кг; - масса пассажиров, включая водителя, кг; - масса багажа, кг; - показатель использования массы,; - общее число пассажиров. После подстановки числовых значений получаем

1.1.2 Выбор коэффициента сопротивления качению

Коэффициент сопротивлению качению f в основном зависит от типа и состояния шин, дорожных условий и скорости движения АТС. При скорости до 80 км/ч он считается постоянным f=0,04. Для определения коэффициента сопротивления качению при скорости движения автомобиля свыше 80 км/ч существует формула Яковлева:

(1.3)

где f — коэффициент сопротивления качению при скорости; - коэффициент сопротивления качению при скорости близкой к нулю скорости, берется из задания.

1.1.3 Выбор фактора обтекаемости

Фактор обтикаемости КF определяется произведением коэффициента сопротивления воздуха К на наибольшую площадь поперечного сечения АТС, которая приближенно находится по габаритным размерам. Площадь поперечного сечения легковых автомобилей определяется по выражению:

(1.4)

где В — габаритная ширина, м; Н — габаритная высота, м. После подстановки числовых значений получаем

1.1.4 Выбор КПД трансмиссии

Коэффициент полезного действия трансмиссии определяет потерю мощности при передаче ее от двигателя к ведущим колесам автомобиля.

Величина КПД зависит от типа главной передачи, от колесной формулы автомобиля и согласно экспериментальным данным может быть приняла для легковых автомобилей — 0,85.

1.1.5 Построение внешней скоростной характеристики

Для построения скоростной характеристики используем формулу Лейбермана:

(1.5)

где — текущее значение мощности двигателя, кВт;

— текущее значение угловой скорости вала двигателя, ;

— угловая скорость при максимальной мощности, ;

А, В, С — постоянные коэффициенты, зависящие от типа ДВС. Для карбюраторного ДВС, А = В = С = 1.

Момент двигателя находится по формуле:

(1.6)

;

;

.

Таблица 1.1 — Данные для построения внешней скоростной характеристики

Коэффициент приспосабливаемости по угловой скорости определяется по формуле

(1.7)

После подстановки числовых значений получаем Коэффициент приспосабливаемости по мощности определяется по формуле

(1.8)

После подстановки числовых значений получаем

1.1.6 Подбор шин

Параметры шин выбираем по ГОСТ 4754–80 «Шины пневматические для грузовых автомобилей». Для выбора шин необходимо определить нормальные опорные реакции, приходящиеся на шины соответственно на передней и задней осей и

(1.9)

где и — нормальные реакции, приходящиеся на передний и задний мосты соответственно; К — количество колес заднего моста;

и — коэффициенты изменения нормальных реакций на передних и задних колесах (=0,8…1,4; =0,75…1,2). Учитывая возможные в процессе эксплуатации перегрузки, следует выбрать значения и больше единицы.

(1.10)

где L — база автомобиля;

— расстояние от передней и задней осей до центра масс автомобиля.

1.2 Определение параметров силовой передачи

1.2.1 Определение радиуса качения колеса

Для определения параметров силовой передачи необходимо определить радиус качения колеса (кинематический радиус). Радиус качения принимаем близким по значению радиусу качения в ведомом режиме определяется по формуле

(1.11)

где d — посадочный диаметр;

Н — высота профиля шины;

— коэффициент деформации шины.

После подстановки числовых значений получаем

1.2.2 Определение передаточных чисел коробки передач

Придаточное числа коробки передач начинают определять с первой передачи. Его выбирают из условия возможного движения при заданном сопротивлении и отсутствии буксования ведущих колес.

(1.12)

где — максимальная касательная реакция на ведущих колесах, реализуемая по условиям сцепления;

— полная окружная сила, передаваемая от двигателя на ведущие колеса;

— сила суммарного дорожного сопротивления.

Из условия движения при заданном сопротивлении

(1.13)

Из условия отсутствия буксования:

(1.14)

гдемаксимальный динамический фактор на первой передаче;

— максимальный крутящий момент двигателя,, определяется по внешней скоростной характеристики;

— нормальная реакция на ведущих колесах, учитывающая перераспределение массы АТС.

(1.15)

где — коэффициент перераспределения массы на ведущую ось.

Передаточное число первой передачи подбирается по формуле (1.14). Передаточные числа промежуточных передач обычно распределяются по геометрической прогрессии. Их можно найти по формуле:

(1.16)

где т — порядковый номер передачи;

п — число ступеней в коробке передач, не считая ускоряющейся передачи и передачи заднего хода.

(1.17)

После подстановки числовых значений получаем

1.3 Построение графиков мощностного и силового баланса

Мощностной баланс показывает распределение мощности двигателя на всех передачах по остальным видам сопротивлений:

(1.18)

где — мощность сопротивления инерции, кВт;

— потери мощности в трансмиссии, кВт.

Составляющие мощностного баланса наносятся на график в зависимости от скорости АТС. Мощность наносят с учетом внешней скоростной характеристики и параметров силовой передачи, предварительно определив связь между угловой скоростью вала двигателя и скоростью движения АТС на всех передачах:

(1.19)

где — текущая угловая скорость вала двигателя, рад/с;

— передаточное число коробки передач на соответствующей передаче.

Мощность на ведущих колесах находят по формуле:

(1.20)

Величину мощности, затрачиваемой на преодоление суммарного дорожного сопротивления, сопротивления воздуха и сопротивления инерции, можно найти из зависимостей:

где — коэффициент суммарного дорожного сопротивления;

f — коэффициент сопротивления качению;

i — коэффициент сопротивления подъему, принимаем i=0, т. е. движение АТС по горизонтальному пути.

Силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колесах по отдельным видам сопротивления:

(1.21)

где — сила сопротивления воздуха, Н;

— сила сопротивления инерции, Н;

— сила суммарного дорожного сопротивления, Н.

Полная окружная сила на всех передачах определяется:

(1.22)

гдетекущее значение момента двигателя, Н*м.

Таблица 1.2 — Данные для построения графиков силового и мощностного баланса

(1.23)

Величина коэффициента суммарного дорожного сопротивления принимается такой же, как и при построении мощностного баланса.

1.4 Построение динамического паспорта АТС

Динамический паспорт АТС представляет собой совокупность динамической характеристики, номограммы нагрузок и графика контроля буксования.

Динамическая характеристика АТС представляет собой зависимость динамического фактора от скорости движения и строится для АТС с полной нагрузкой.

(1.24)

откуда

где — коэффициент учета вращающихся масс;

j — ускорение автомобиля, ;

g — ускорение свободного падения, .

При равномерном движении, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление, которое может преодолеть АТС на соответствующей передаче при определенной скорости.

Таблица 1.3 — Данные для построения динамического фактора АТС

Динамическую характеристику строят для АТС с полной нагрузкой. С изменением массы АТС от до динамический фактор изменяется, и его можно определить по формуле:

(1.25)

гдеи — новые значения динамического фактора и массы АТС соответственно;

D — динамический фактор при нормальной массе АТС.

(1.26)

где — масштаб шкалы динамического фактора для АТС без нагрузки, мм;

— то же для АТС с перегрузкой, мм;

а — то же для АТС с полной нагрузкой, мм;

— масса АТС с учетом перегрузки;

— собственная масса АТС в снаряженном состоянии.

.

График контроля буксования представляет зависимость динамического фактора по сцеплению от нагрузки и позволяет определить предельную возможность движения по условиям сцепления.

(1.27)

где и — нормальные сцепные реакции на ведущих колесах, учитывающие перераспределение массы АТС при полной нагрузке и без нее соответственно; и — суммарные нормальные реакции всех колес АТС при полной нагрузке и без нее соответственно; - коэффициент сцепления.

Таблица 1.4 — Данные для построения графика контроля буксования

1.5 Построение графиков ускорений АТС и величин, обратных ускорениям

Величину ускорения АТС на каждой передаче рассчитывают из условия разгона его с полной нагрузкой на горизонтальном участке в заданных дорожных условиях по формуле:

(1.28)

где — коэффициент учета вращающихся масс двигателя, трансмиссии и всех колес АТС;

Таблица 1.5 — Данные для построения графиков ускорения и обратных ускорениям

1.6 Построение графиков пути и времени разгона АТС

Графики пути и времени разгона АТС необходимо строить предполагая, что АТС начинает разгоняться со скорости. Поскольку величины имеют большие значения, построение следует ограничить скоростью. Время движения в каждом интервале определяется по формуле:

(1.29)

где — время разгона в i-ом интервале скоростей, с;

— площадь, заключенная между кривой и осью абсцисс,

а — масштабный коэффициент скорости, показывающий количество мм на графике в 1 ,

b — масштабный коэффициент величин, обратных ускорениям показывающих количество мм на графике в 1 ,

Таблица 1.6 — Данные для построения графика времени разгона АТС

При расчете условно считаем, что разгон на каждой передаче осуществляется до максимальной угловой скорости вала двигателя. Время переключения для первой передачи примем 1,42 с, для остальных передач — 0,81 с.

Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

(1.30)

где — коэффициент учета вращающихся масс АТС, для случая, когда двигатель отсоединен от ведущих колес, можно принять .

— суммарный коэффициент дорожного сопротивления. — время переключения.

Расчет времени на следующей передаче производится с учетом уменьшения скорости за время переключения.

Путь разгона определяется графическим интегрированием графика времени разгона. При этом путь разгона целесообразно определять в тех же интервалах скоростей, в которых определялось время. Для определения пути разгона подсчитывают площади, заключенные между кривой и осью ординат. Путь разгона в каждом интервале определяется по формуле:

(1.31)

где — путь разгона в i-ом интервале скоростей, м; - площадь между кривой и осью ординат,; с — масштабный коэффициент времени, равный количеству мм на графике в 1с,.

Таблица 1.7 — Данные для построения графика пути разгона АТС

Складываем все S и получаем 494,56 это значение будет наивысшей точкой на графике пути торможения.

1.7 Построение графика тормозного пути автомобиля

(1.32)

Таблица 1.8 — Данные для построения графика тормозного пути автомобиля

2. ОБЗОР КОНСТРУКЦИЙ

2.1 Назначение и типы

Рулевым управлением называется совокупность устройств, осуществляющих поворот управляемых колес автомобиля.

Рулевое управление служит для изменения и поддержания направления движения автомобиля. Оно в значительной степени обеспечивает безопасность движения автомобиля.

Рулевое управление автомобиля состоит из двух частей — рулевого механизма и рулевого привода.

В рулевой механизм входят рулевое колесо, рулевой вал и рулевая передача, которая определяет тип рулевого механизма.

В рулевой привод входят рулевая сошка, рулевые тяги, рычаги маятниковый и поворотных цапф, а также рулевой усилитель, устанавливаемый на ряде автомобилей. При этом рулевые тяги и рычаги поворотных цапф образуют рулевую трапецию, которая определяет тип рулевого привода.

На автомобилях изменение направления движения осуществляется поворотом передних колес различными типами рулевых управлений (рис. 2.1).

Применение левого или правого рулевого управления зависит от принятого в той или иной стране направления движения транспорта.

Левое рулевое управление применяется в автомобилях большинства стран, где принято правостороннее движение транспорта (Россия, США и др.), а правое рулевое управление — в странах с левосторонним движением транспорта (Япония, Великобритания). При этом рулевое колесо, установленное с левой или правой стороны автомобиля, обеспечивает лучшую видимость при разъезде с транспортом, движущимся навстречу.

Применение рулевого управления различной конструкции (без усилителя или с усилителем) зависит от типа и назначения автомобиля. Рулевые управления без усилителя обычно устанавливаются на легковых автомобилях особо малого и малого классов и грузовых малой грузоподъемности.

Рис. 2.1 — Типы рулевых управлений, классифицированных по различным признакам Рулевые управления с усилителем применяются на автомобилях. При этом значительно облегчается их управление, улучшается маневренность и повышается безопасность движения при разрыве шины автомобиль можно удержать на заданной траектории движения.

Конструкция рулевого управления во многом зависит от типа подвески передних колес автомобиля.

При независимой подвеске передних управляемых колес, которая применяется на всех легковых автомобилях, в рулевое управление без усилителя входят (рис. 2.2, а) рулевое колесо 1, рулевой вал 2, рулевая передача (механизм) 6, рулевая сошка 7, средняя рулевая тяга 8, маятниковый рычаг 9, боковые рулевые тяги 6 и 10, рычаги 5 и 11 поворотных цапф.

Рис. 2.2 — Рулевые управления при независимой (а) и зависимой (б) подвесках управляемых колес: 1 — рулевое колесо; 2 — вал; 3 — рулевая передача; 4, 12 — цапфы; 5, 9, 11, 14 — рычаги; 7 — сошка; б, 8, 10, 13, 15 — тяги При вращении рулевого колеса 1 усилие от него на поворотные цапфы 4 и 12 передних колес передается через вал 2 рулевую передачу 3, сошку 7. среднюю 8 и боковые тяги 6 и 10, рычаги 5 и 11. В результате осуществляется поворот управляемых колес автомобиля.

При зависимой подвеске передних колес (рис. 2.2. б) рулевое управление без усилителя включает в себя рулевое колесо1, рулевой вал 2. рулевую передачу 3. рулевую сошку продольную рулевую тягу 13. поворотный рычаг 14. рычаги 5 и 11 поворотных цапф и поперечную рулевую тягу 15. При вращении рулевого колеса 7 вместе с ним вращается ват 2 Усилие от вала через рулевую передачу 3 передается на сошку 7, которая через продольную тягу 13 перемещает рычаг 14 с поворотной цапфой рулевого колеса. Одновременно через рычаги 5 и 11, и поперечную тягу 15 поворачивается цапфа 12 правого колеса. Так производится поворот передних управляемых колес автомобиля.

2.2 Требования к рулевому управлению и его параметры

Рулевое управление оказывает существенное влияние на управляемость, маневренность, устойчивость и безопасность движения автомобиля. Поэтому, кроме общих требований к конструкции автомобиля, к нему предъявляются специальные требования, в соответствии с которыми рулевое управление должно обеспечивать:

* минимальный радиус поворота для высокой маневренности автомобиля;

* легкость управления автомобилем;

* пропорциональность между усилием на рулевом колесе и сопротивлением повороту управляемых колес (силовое следящее действие);

* минимальную передачу толчков и ударов на рулевое колесо от дорожных неровностей;

* предотвращение автоколебаний (самовозбуждающихся) управляемых колес вокруг осей поворота;

* минимальное влияние на стабилизацию управляемых колес;

* травмобезопасность, исключающую травмирование водителя при любых столкновениях автомобиля.

Соответствие конструкции рулевого управления предъявляемым требованиям зависит от правильного выбора параметров рулевого управления, рулевого механизма и рулевого привода.

Рассмотрим оценочные параметры рулевого управления в целом, а также оценочные параметры рулевого механизма и рулевого привода.

Минимальный радиус поворота. Минимальным радиусом поворота автомобиля называется расстояние от центра поворота до оси колеи переднего наружного управляемого колеса при максимальном угле поворота колеса. Минимальный радиус поворота регламентируется Правилами № 36 ЕЭК ООН, применяемыми в России.

Минимальный радиус поворота указывается в технической характеристике автомобиля. От значения этого радиуса во многом зависит маневренность автомобиля. Высокая маневренность автомобиля достигается выбором наибольшего угла поворота управляемых колес, при котором минимальный радиус поворота по колее переднего наружного колеса равен 2…2.5 базам автомобиля (меньшие значения для автомобилей с большой базой, а большие — для автомобилей с малой базой).

Минимальный радиус поворота автомобиля определяется экспериментально при скорости движения автомобиля v — 5 км/ч и при максимальном повороте управляемых колес.

Минимальный радиус поворота автомобиля можно определить по следующей формуле (рис. 2.3):

где В1 — колея передних колес; имах — максимальный угол поворота управляемых колес; д1, д2 — углы увода соответственно передних и задних колес (мостов); L — база автомобиля. Центр поворота О автомобиля находится внутри его базы на некотором расстоянии Сот оси задних колес, которое можно найти из? ОБВ:

Угловое передаточное число рулевого управления. Угловым передаточным числом рулевого управления называется отношение утла поворота рулевого колеса бр. к к углу поворота управляемых колес и:

где и = (ин+ив)/2; ин и ив — углы поворота соответственно наружного и внутреннего управляемых колес.

Это передаточное число является переменным, зависит от передаточных чисел рулевого механизма u и рулевого привода Ир. п и равно их произведению:

От углового передаточного числа рулевого управления во многом зависят управляемость, маневренность, устойчивость и безопасность движения автомобиля. Угловое передаточное число часто называют также передаточным числом рулевого управления.

Передаточное число рулевого механизма. Передаточным числом рулевого механизма называется отношение угла поворота рулевого колеса б р. к к углу поворота вала рулевой сошки бр.с.:

В зависимости от типа и конструкции рулевого механизма его передаточное число при повороте рулевого колеса может изменяться или оставаться постоянным.

Рулевые механизмы большинства автомобилей имеют постоянное передаточное число ирм = 13… 22 для легковых автомобилей и ирм = 20…25 для грузовых автомобилей.

Для легковых автомобилей целесообразно применять рулевые механизмы с переменным передаточным числом. Такие рулевые механизмы при больших скоростях автомобиля обеспечивают высокую безопасность движения, так как небольшие повороты рулевого колеса не приводят к значительным поворотам управляемых колес.

Рис. 2.3 — Схема поворота автомобиля: О — центр поворота; А, В — центры oсей передних и задних колес; Б — проекция центра поворота на продольную ось автомобиля; v1, v2 — векторы скоростей передних и задних колес Передаточное число рулевого привода. Передаточным числом рулевого привода называется отношение угла поворота вала рулевой сошки бр.с. к углу поворота управляемых колес и:

Значение передаточного числа рулевого привода можно определить по отношению плеч поворотного рычага поворотного кулака (цапфы) и рулевой сошки:

где lп р и lр с — длины соответственно поворотного рычага и сошки.

Передаточное число рулевого привода при повороте рулевого колеса не остается постоянным, а изменяется, так как изменяется положение рычага и сошки. Его значение находится в пределах 0,85… 1.10.

Кинематическое передаточное число рулевого управления. Кинематическим передаточным числом рулевого управления называется угловое передаточное число, характеризующее жесткую кинематическую связь (при абсолютно жестких элементах рулевого управления) между углом поворота рулевого колеса и углами поворота управляемых колес:

В упругом рулевом управлении жесткая кинематическая связь нарушается вследствие деформации деталей рулевого механизма и рулевого привода. Причем при одинаковом повороте рулевого колеса по сравнению с жестким рулевым управлением управляемые колеса повернутся на меньший угол. В этом случае угловое передаточное число будет больше, чем кинематическое передаточное число.

Угловое передаточное число, учитывающее упругость рулевого управления, называется динамическим передаточным числом рулевого управления.

Динамическое передаточное чисто характеризует угловую жесткость (податливость) рулевого управления. При малой угловой жесткости рулевое управление обладает большой податливостью, что снижает чувствительность управления автомобилем. Но в этом случае толчки и удары, воспринимаемые управляемыми колесами от неровностей дороги, эффективно амортизируются рулевым управлением. Однако малая угловая жесткость рулевого управления может привести к нежелательным колебаниям управляемых колес и снижению устойчивости автомобиля.

На легковых автомобилях угловая жесткость рулевого управления составляет 1,0… 3,5°/(Н * м). Рулевые управления грузовых автомобилей имеют большую, чем у легковых автомобилей, угловую жесткость.

Податливость рулевого управления определяют экспериментально при закрепленных управляемых колесах. При этом замеряют углы поворота рулевого колеса и соответствующие им моменты, прилагаемые к рулевому колесу. Податливость рулевого управления можно оценивать также частотой собственных угловых колебаний системы, рассматриваемой в качестве одномассовой:

где cш — угловая жесткость рулевого привода; Jк — момент инерции управляемых колес.

Частота собственных угловых колебаний рулевого управления должна быть не менее 3 Гц.

Силовое передаточное число рулевого управления. Силовым передаточным числом рулевого управления называется отношение суммы сил сопротивления повороту управляемых колес Рс к усилию на рулевом колесе Ррк:

При практических расчетах для определения силового передаточного числа рулевого управления используют отношение момента сопротивления повороту управляемых колес Мс к моменту на рулевом колесе Мрк:

С помощью силового передаточного числа рулевого управления можно оценивать легкость управления автомобилем по усилию на рулевом колесе, необходимому для поворота управляемых колес.

Усилие на рулевом колесе для поворота автомобиля зависит от различных факторов — свойств шин, углов установки управляемых колес, стабилизации управляемых колес и др.

Усилие на рулевом колесе регламентируется Правилами № 79 ЕЭК ООН, применяемыми в России.

При проектировании максимальное усилие на рулевом колесе не должно превышать 120 Н, а минимальное — должно быть не менее 60 Н. Ограничение минимального усилия на рулевом колесе необходимо для того, чтобы водитель чувствовал дорогу. При повороте управляемых колес на месте на асфальтобетонной поверхности максимальное усилие на рулевом колесе не должно превышать 400 Н.

На легкость управления автомобилем оказывает влияние и рулевое колесо. Диаметр рулевого колеса зависит от типа автомобиля и составляет 380…425 мм для легковых и грузовых автомобилей малой грузоподъемности и 440…550 мм для автобусов и других грузовых автомобилей.

Максимальный угол поворота рулевого колеса от среднего положения до крайнего в каждую сторону в зависимости от типа и назначения автомобиля находится в пределах 540… 1 080°, что соответствует его 1.5…3 оборотам (меньшие значения для легковых автомобилей, а большие — для грузовых). Силовое передаточное число рулевого привода. Силовым передаточным числом рулевого привода называется отношение момента сопротивления повороту управляемых колес Мс к моменту на валу рулевой сошки Мрс:

Значение силового передаточного числа рулевого привода зависит от типа привода и положения его звеньев.

КПД рулевого управления. КПД рулевого управления рассчитывается как произведение КПД рулевого механизма зр. м и КПД рулевого привода зр. м:

КПД рулевого управления оценивает потери на трение в рулевом механизме и в рулевом приводе. Так, потери на трение в рулевом механизме составляют почти 50% от общих потерь на трение в рулевом управлении, а потери на трение в шарнирах рулевого привода и шкворневых узлах управляемых колес составляют примерно 40… 50%.

Различают прямой зп.р.у и обратный зо.р.у КПД рулевого управления. Прямой КПД характеризует передачу усилия от рулевого колеса к управляемым колесам и составляет 0,67…0,82, а обратный характеризует передачу усилия от управляемых колес к рулевому колесу и составляет 0,58…0,65.

Рулевое управление должно иметь возможно, большее значение прямого КПД, так как в этом случае будут меньше потери на трение и легче управление автомобилем.

Значение обратного КПД должно быть больше предела обратимости рулевого управления, но возможно ближе к нему, чтобы сохранить чувство дороги и стабилизацию управляемых колес. При этом возникающий поворачивающий момент при наезде управляемых колес на дорожные неровности (обратный удар) должен передаваться на рулевое колесо в минимальной степени.

Легкость управления автомобилем во многом зависит от КПД рулевого механизма.

КПД рулевого механизма, характеризующий передачу усилия от рулевого колеса к рулевой сошке, называется прямым КПД:

где Mтр1 — момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу; Мр.к. — момент на рулевом колесе.

КПД рулевого механизма при передаче усилия от рулевой сошки к рулевому колесу называется обратным КПД:

где Mтр2- момент трения рулевого механизма, приведенный к валу рулевой сошки; Mв.с. — момент на валу рулевой сошки, подведенный от управляемых колес.

Прямой и обратный КПД зависят от конструкции рулевого механизма и их значения составляют: зп.р.м. = 0,60…0.95; зорм = 0.55 — 0.85.

Учитывая трение в зацеплении рулевого механизма и пренебрегая трением в подшипниках и манжетах, можно определить прямой и обратный КПД для червячных и винтовых рулевых механизмов:

где вугол подъема винтовой линии червяка или винта; р — угол трения.

Обратный КПД рулевого механизма характеризует степень его | обратимости. При небольшом значении обратного КПД вследствие трения в рулевом механизме гасятся толчки и удары, передаваемые на рулевое колесо от неровностей дороги. Однако при низком обратном КПД затрудняется самовозвращение рулевого колеса в исходное положение и, следовательно, ухудшается стабилизация управляемых колес. Так, например, при прямом КПД зп.р.м < 0,5, обратный КПД зорм = 0 рулевой механизм становится необратимым, и стабилизация управляемых колес отсутствует.

КПД рулевого привода учитывает потери на трение во всех шарнирных соединениях рулевого привода. Значение КПД рулевого привода зр. п = 0,92…0,95.

Зазор в рулевом управлении. Указанный зазор должен быть минимальным, чтобы предотвратить виляние управляемых колес и ухудшение устойчивости автомобиля.

Зазор в рулевом управлении определяется по углу свободного поворота рулевого колеса при нейтральном положении управляемых колес. Допустимый зазор в рулевом управлении для новых автомобилей не должен превышать 10… 15° свободного поворота рулевого колеса. Зазор в рулевом управлении складывается из зазоров в рулевом механизме и рулевом приводе. При эксплуатации увеличенный зазор в рулевом управлении может возникнуть в результате изнашивания рабочих поверхностей деталей рулевого управления и увеличения зазоров в подшипниках управляемых колес, шкворнях, шаровых шарнирах подвески, шарнирах рулевого привода, зацеплении рулевого механизма, а также при недостаточной затяжке креплений рулевой сошки, картера рулевого механизма и рулевого вала.

Наибольшее изнашивание рабочих поверхностей деталей рулевого управления происходит при прямолинейном движении автомобиля, когда управляемые колеса находятся в нейтральном положении. Поэтому при нейтральном положении управляемых колес зазор в зацеплении рулевого механизма должен быть минимальным (близким к нулю).

При увеличении угла поворота рулевого колеса от нейтрального положения к крайним положениям зазор в зацеплении рулевого механизма должен постепенно увеличиваться (рис. 2.4) и в конце составить 25… 35° свободного поворота рулевого колеса. Это необходимо для предотвращения заклинивания (заедания) рулевого механизма после регулировки зацепления при изнашивании, которое обычно происходит в зоне, соответствующей небольшим углам поворота рулевого колеса.

Необходимая величина зазора в зацеплении рулевого механизма и характер его изменения обеспечиваются конструктивными методами (особенностями рулевого механизма) или технологией (например, сдвигом режущего инструмента при нарезке деталей зацепления механизма).

Рис. 2.4 — Схема изменения зазора в рулевом механизме: бр. кугол поворота рулевого колеса; ?Sзазор Толчки и удары на рулевом колесе.

Причиной потери автомобилем управляемости могут быть резкие толчки и удары, передаваемые на рулевое колесо от дорожных неровностей.

Рис. 2.5 — Схема поперечного наклона оси поворота управляемого колеса: а0- плечо обкатки, вш — угол наклона Для обеспечения минимальной передачи толчков и ударов на рулевое колесо в конструкциях рулевых управлений выполняют следующее:

увеличивают передаточное число рулевого механизма в нейтральном положении управляемых колес автомобиля; уменьшают плечо обкатки, увеличивают податливость рулевого управления до оптимального значения, обеспечивающего быстрое и своевременное реагирование управляемых колес на повороты рулевого колеса;

применяют амортизирующие устройства в рулевом механизме или в рулевом приводе;

применяют гидравлические усилители в рулевом управлении, воспринимающие и поглощающие толчки и удары, которые передаются от управляемых колес.

2.3 Травмобезопасное рулевое управление

Травмобезопасное рулевое управление является одним из конструктивных мероприятий, обеспечивающих пассивную безопасность автомобиля — свойство уменьшать тяжесть последствий дорожно-транспортных происшествий. Рулевой механизм рулевого управления может нанести серьезную травму водителю при лобовом столкновении с препятствием при смятии передней части автомобиля, когда рулевой механизм перемещается в сторону водителя.

Водитель также может получить травму от рулевого колеса или рулевого вала при резком перемещении вперед вследствие лобового столкновения, когда при слабом натяжении ремней безопасности перемещение составляет 300…400 мм. Для уменьшения тяжести травм, получаемых водителем при лобовых столкновениях, которые составляют более 50% всех дорожно-транспортных происшествий, применяют различные конструкции травмобезопасных рулевых механизмов. С этой целью кроме рулевого колеса с утопленной ступицей и двумя спицами, позволяющими значительно снизить тяжесть наносимых травм при ударе, в рулевом механизме устанавливают специальное энергопоглощающее устройство, а рулевой вал часто выполняют составным. Все это обеспечивает незначительное перемещение рулевого вала внутрь кузова автомобиля при лобовых столкновениях с препятствиями, автомобилями и другими транспортными средствами.

На рис. 2.6, а представлен рулевой механизм легкового автомобиля, рулевой вал которого состоит из трех частей, соединенных карданными шарнирами 2, а роль энергопоглощаюшего устройства выполняет специальное крепление рулевого вала к кузову автомобиля. При лобовом столкновении, когда передняя часть автомобиля деформируется, рулевой ват складывается и незначительно перемешается в салон кузова автомобиля. При этом кронштейн крепления рулевого вала деформируется и поглощает часть энергии удара.

1. Рулевой механизм с энергопоглошаюшим устройством сильного типа показан на рис. 2.6, б. Рулевое колесо соединено с рулевым валом металлическим гофрированным цилиндром, который при столкновении деформируется, частично поглощает энергию удара и обеспечивает небольшое перемещение рулевого вала в сторону водителя.

На рис. 2.6, в представлен рулевой механизм, у которого верхняя часть рулевого вала выполнена в виде перфорированной трубы 4. Показаны также последовательный процесс и максимальная деформация верхней части рулевого вала, которая весьма значительна.

В травмобезопасных рулевых управлениях легковых автомобилей применяются и другие энергопоглощаюшие устройства, которые соединяют составные рулевые валы. К ним относятся резиновые муфты специальной конструкции, а также устройства типа «японский фонарик», которые выполнены в виде нескольких продольных пластин, приваренных к концам соединяемых частей рулевого вала. При столкновениях резиновая муфта разрушается, а соединительные пластины деформируются и уменьшают перемещение рулевого вала внутрь салона кузова.

Рис. 2.6 — Травмобезопасные рулевые механизмы: a — рулевой вал, состоящий из трех частей; б — рулевой вал с энергопоглощающим устройством сильфонного типа; в — рулевой вал с перфорированной трубой; 1 — кронштейн; 2 — карданный шарнир; 3 — цилиндр; 4 — труба

2.4 Рулевой механизм

Рулевым называется механизм, преобразующий вращение рулевого колеса в поступательное перемещение рулевого привода, вызывающее поворот управляемых колес автомобиля.

Рулевой механизм служит для увеличения усилия водителя, прилагаемого к рулевому колесу, и передачи его к рулевому приводу. Увеличивать усилие водителя необходимо для облегчения управления автомобилем. Увеличение усилия, прилагаемого к рулевому колесу, происходит за счет передаточного числа рулевого механизма.

Передаточное число рулевого механизма зависит от типа автомобиля и составляет для различных автомобилей 15…25. Такие передаточные числа за один — два полных оборота рулевого колеса обеспечивают поворот управляемых колес автомобиля на максимальные углы, равные 35…45°.

К рулевым механизмам, кроме общих требований к конструкции автомобиля, предъявляется ряд дополнительных требований. В соответствии с этими требованиями рулевые механизмы должны обеспечивать:

* высокий КПД при передаче усилия от рулевого колеса к управляемым колесам для легкости управления автомобилем и несколько меньший КПД в обратном направлении для уменьшения толчков и ударов на рулевом колесе от дорожных неровностей;

* обратимость механизма, исключающую снижение стабилизации управляемых колес автомобиля;

* минимальный зазор в зацеплении механизма при нейтральном положении управляемых колес и возможность регулирования этого зазора в процессе эксплуатации;

* заданный характер изменения передаточного числа механизма.

Рис. 2.7 — Типы рулевых механизмов На современных автомобилях имеют применение различные типы рулевых механизмов (рис. 2.7).

Червячные рулевые механизмы. Эти механизмы применяются на легковых, грузовых автомобилях и автобусах. Наибольшее распространение получили червячно-роликовые рулевые механизмы, рулевая передача которых состоит из червяка и ролика (рис. 12.8, а). Червяк 1 имеет форму глобоида — его диаметр в средней части меньше, чем по концам. Такая форма обеспечивает надежное зацепление червяка с роликом 3 при повороте рулевого колеса на большие углы. Ролики могут быть двухгребневыми или трехгребневыми.

Двухгребневые ролики применяются в рулевых механизмах легковых автомобилей, а трехгребневые — в рулевых механизмах грузовых автомобилей и автобусов.

При вращении червяка 1, закрепленного на рулевом валу 2. Момент от червяка передается ролику 3 который установлен на подшипнике на оси. Размешенной в пазу вала 4 рулевой сошки. При этом благодаря глобоидной форме червяка обеспечивается надежное зацепление его с роликом при повороте рулевого колеса на большие углы.

Червячно-роликовые рулевые механизмы имеют небольшие габаритные размеры, надежны в работе и просты в обслуживании. Их КПД достаточно высокий и составляет 0,85 при передаче усилий от рулевого колеса на управляемые колеса и 0,7 — 0,8 управляемых колес к рулевому колесу. Поэтому усилия водителя, затрачиваемые на преодоление трения в рулевом механизме, невелики.

Рис. 2.8 — Рулевые передачи: а — червячно-роликовая; б — червячно-секторная; в — винтореечная; г — реечная; 1, 5 — червяки; 2, 4, 11 — валы; 3 — ролик; 6, 10 — секторы; 7 — винт; 8 — гайка-рейка; 9 — шарик; 12 — рейка; 13 — шестерня При нейтральном положении рулевого колеса передаточное число червячно-роликового рулевого механизма где г0 — начальный радиус глобоиды наименьшего сечения червяка; tч — шаг винтовой линии червяка; zччисло заходов червяка. При повороте рулевого колеса передаточное число этого рулевого механизма от среднего положения к крайним несколько возрастает (примерно на 5…7%). Однако при практических расчетах передаточное число червячно-роликового рулевого механизма можно считать постоянным.

Червянно-секторные (червячно-спироидные) рулевые механизмы получили меньшее распространение и применяются только на грузовых автомобилях. Рулевая передача этих механизмов (рис. 2.8, 6) состоит из цилиндрического червяка 5 и бокового сектора 6 спиральными зубьями, который выполнен совместно с валом рулевой сошки. Механизмы имеют небольшое давление на зубья при передаче больших усилий и небольшое изнашивание. Однако из-за наличия трения скольжения их КПД низкий и равен 0,7 и 0,55 соответственно при передаче усилия от рулевого колеса и обратно.

Передаточное число червячно-секторного рулевого механизма практически постоянно и равно I

где г01 и г02 — радиусы начальных окружностей соответственно червяка и сектора; в1 и в2 — углы соответственно подъема винтовой линии червяка и наклона зубьев сектора; Z1 и Z2 — число заходов червяка и число зубьев зубчатого колеса, из которого выполнен сектор.

Винтовые рулевые механизмы. Эти механизмы используют на тяжелых грузовых автомобилях. Наибольшее применение получили винтореечные механизмы.

Винтореечная рулевая передача (рис. 2.8, в) включает в себя винт 7, шариковую гайку-рейку 8 и сектор 10, изготовленный вместе с валом 11 рулевой сошки.

Вращение винта 7 преобразуется в поступательное перемещение гайки 8, на которой нарезана рейка, находящаяся в зацеплении с зубчатым сектором 10 вала рулевой сошки. Для уменьшения трения и повышения износостойкости соединение винта с гайкой осуществляется через шарики 9.

КПД винтореечного механизма в обоих направлениях почти одинаков, достаточно высокий и находится в пределах 0,8…0,85. Поэтому при винтореечном рулевом механизме применяют гидроусилитель руля, который воспринимает толчки и удары, передаваемые на рулевое колесо от неровностей дороги.

Передаточное число винтореечного рулевого механизма постоянно:

где г0 — радиус начальной окружности зубьев сектора; hв — шаг винта.

Винторычажные рулевые механизмы в настоящее время применяются редко, так как имеют низкий КПД и значительное изнашивание, которое невозможно компенсировать регулировкой.

Зубчатые рулевые механизмы. Эти механизмы применяются в основном на легковых автомобилях малого и среднего классов.

Шестеренные рулевые механизмы, имеющие цилиндрические или конические шестерни, используются редко.

Наибольшее применение получили реечные рулевые механизмы.

Реечная рулевая передача (рис. 2.8. г) состоит из шестерни 13 и рейки 12. Вращение шестерни 13, закрепленной на рулевом валу, вызывает перемещение рейки 12. которая выполняет роль поперечной рулевой тяги.

Реечные рулевые механизмы просты по конструкции, компактны и имеют наименьшую стоимость по сравнению с рулевыми механизмами других типов. Их КПД очень высок, приблизительно одинаков в обоих направлениях и равен 0.9…0,95.

Из-за большого значения обратного КПД реечные рулевые механизмы без усилителя устанавливают на легковых автомобилях особо малого и малого классов, так как только в этом случае они способны поглощать толчки и удары, которые передаются от дорожных неровностей на рулевое колесо.

На легковых автомобилях более высокого класса с реечным рулевым механизмом применяют гидроусилитель руля, поглощающий толчки и удары со стороны дороги.

Угловое передаточное число рулевого управления с реечным рулевым механизмом можно определить по следующей формуле:

где lпр — длина поворотного рычага; и0 — угол среднего положения поворотного рычага при нейтральном положении управляемых колес; и — угол поворота управляемых колес; rш — радиус шестерни механизма.