Obliczanie elementów sterujących

Obciążenia w elementach układu kierowniczego i przekładni kierowniczej wyznaczane są na podstawie dwóch poniższych przypadków obliczeniowych˸

Według zadanej obliczonej siły na kierownicy;

Według maksymalnego oporu skrętu kół kierowanych w miejscu.

Podczas jazdy samochodem po drogach o nierównej nawierzchni lub podczas hamowania z różnymi współczynnikami przyczepności pod kołami kierowanymi, wiele elementów układu kierowniczego odbiera obciążenia dynamiczne, które ograniczają siłę i niezawodność układu kierowniczego. Wpływ dynamiczny uwzględnia się wprowadzając współczynnik dynamiczny do d = 1,5...3,0.

Obliczeniowa siła na kierownicy dla samochodów osobowych P PK = 700 N. Aby wyznaczyć siłę działającą na kierownicę na podstawie maksymalnego oporu skrętu kół kierowanych w miejscu 166 Kierowanie należy obliczyć moment oporu skrętu korzystając z poniższego wzoru empirycznego

M do = (2р о/3)W Оък/рш ,

gdzie p o to współczynnik przyczepności przy skręcie koła w miejscu ((p o = 0,9...1,0), G k to obciążenie koła kierowanego, p w to ciśnienie powietrza w oponie.

Siła skrętu kierownicy w miejscu

P w = Mc /(u a R PK nPp y),

gdzie u a jest przełożeniem kątowym.

Jeżeli obliczona wartość siły na kierownicy przekracza powyższą warunkowo obliczoną siłę, wówczas pojazd wymaga montażu wspomagania kierownicy. Wał kierowniczy. W większości projektów ᴇᴦο jest pusty. Wał kierowniczy obciążony jest momentem obrotowym

M RK = P PK R PK .

Naprężenie skręcające wału drążonego

t = M PK D/. (8.4)

Dopuszczalne naprężenie [t] = 100 MPa.

Sprawdzany jest również kąt skrętu wału kierownicy, który jest dopuszczalny w granicach 5...8° na metr długości wału.

Przekładnia kierownicza. Dla mechanizmu składającego się ze ślimaka globoidalnego i rolki wyznacza się naprężenie kontaktowe w siatce

o= Px /(Fn), (8,5)

P x - siła osiowa odbierana przez ślimak; F jest powierzchnią styku jednego grzbietu rolki ze ślimakiem (suma powierzchni dwóch segmentów, ryc. 8.4) i jest liczbą grzbietów rolki.

Siła osiowa

Px = Mrk /(r wo tgP),

Materiał ślimaka: stal cyjanizowana ZOKH, 35KH, 40KH, ZOKHN; materiał rolek: stal nawęglana 12ХНЗА, 15ХН.

Dopuszczalne naprężenie [a] = 7...8MPa.

Dla mechanizmu zębatkowego w łączniku „nakrętka kulkowa” określa się warunkowe obciążenie promieniowe P 0 na kulkę

P w = 5P x /(mz COs -$con) ,

gdzie m to liczba zwojów roboczych, z to liczba kulek na jeden obrót, 8 con to kąt styku kulek z rowkami (d con = 45 o).

Naprężenie kontaktowe, które określa siłę piłki

gdzie E to moduł sprężystości, d m to średnica kulki, d k to średnica rowka, k kr to współczynnik zależny od

krzywizna stykających się powierzchni (kkr = 0,6...0,8).

Dopuszczalne naprężenie [a (Zh] = 2500..3500 MPa w oparciu o średnicę kuli.Według GOST 3722-81 należy określić obciążenie niszczące działające na jedną kulę.

Obliczanie elementów sterujących – koncepcja i rodzaje. Klasyfikacja i cechy kategorii „Obliczanie elementów sterujących” 2015, 2017-2018.

A. A. Enaev

Samochody.

Projektowanie i obliczenia

elementy sterujące

Podręcznik edukacyjno-metodyczny

Brack 2004

2. CEL, WYMAGANIA I KLASYFIKACJA… 3. WYBÓR SPOSOBU ZAKRĘTU POJAZDÓW……… 4. WYBÓR SCHEMATU STEROWANIA……………. 5. MECHANIZMY KIEROWNICZE………………………………….. 5.1. Cel, wymagania, klasyfikacja……………... 5.2. Szacunkowe parametry mechanizmu kierowniczego……….. 5.3. Wybór rodzaju mechanizmu kierowniczego............................................ 5.4. Materiały użyte do produkcji mechanizmów kierowniczych............................ 6. NAPĘDY KIEROWNICZE………………………………………………………. 6.1. Cel, wymagania, klasyfikacja……………... 6.2. Szacunkowe parametry napędu kierowniczego…………….. 6.3. Wybór rodzaju napędu kierowniczego............................................................ 6.4. Materiały stosowane do produkcji przekładni kierowniczych............................ 7. WSPOMAGANIE KIEROWNICY…………….. 7.1. Cel, wymagania, klasyfikacja……………... 7.2. Szacunkowe parametry wspomagania kierownicy……………………………………………………………. 7.3. Wybór układu wzmacniacza............................ 7.4. Pompy wzmacniające………………………………………………………... 7,5. Materiały użyte do produkcji wzmacniaczy pomp .................................................................................................. 8. OBLICZENIA KIEROWANIA………………………... 8.1. Obliczenia kinematyczne napędu kierowniczego……………. 8.2. Przełożenie układu kierowniczego……………. 9. OBLICZANIE MOCY UKŁADU KIEROWNICZEGO………... 9.1. Siła na kierownicy .................................................................. 9.2. Siła wytwarzana przez cylinder wzmacniacza……….. 9.3. Siła działająca na koła podczas hamowania............ 9.4. Siły działające na pręty poprzeczne i wzdłużne…………… 10. OBLICZENIA HYDRAULICZNE WZMACNIACZA…………… 11. OBLICZANIE WYTRZYMAŁOŚCI KIEROWNICY. 11.1. Obliczanie mechanizmów sterujących……………………………... 11.2. Obliczenia napędów kierowniczych……………………………

Projektowanie i obliczanie sterów jest jednym z elementów projektu kursu w dyscyplinie „Samochody”.

Na pierwszym etapie projektowania toru należy wykonać obliczenia trakcyjne i zbadać właściwości eksploatacyjne samochodu, korzystając z wytycznych „Samochody. Postanowienia ogólne. Obliczenia trakcji”, a następnie przystąpić zgodnie z zadaniem do zaprojektowania i obliczenia zespołu lub układu podwozia pojazdu.

Projektując i obliczając sterowniki należy wybrać zalecaną literaturę i dokładnie zapoznać się z niniejszą instrukcją. Kolejność prac nad projektowaniem i obliczaniem sterów jest następująca:

1. Wybierz metodę skrętu samochodu, schemat sterowania, rodzaj mechanizmu kierowniczego i układ wzmacniacza (jeśli to konieczne).

2. Wykonać obliczenia kinematyczne, siłowe i hydrauliczne wzmacniacza (jeżeli układ kierowniczy jest wyposażony we wzmacniacz).

3. Wybierz wymiary części i wykonaj obliczenia wytrzymałościowe.

Niniejsza instrukcja szkoleniowa szczegółowo opisuje sposób wykonywania wszystkich tego typu prac.

2. CEL, WYMAGANIA I KLASYFIKACJA

Sterowniczy to zespół urządzeń służący do obracania kierowanych kół samochodu, gdy kierowca oddziałuje na kierownicę i składa się z mechanizmu kierowniczego i napędu (rys. 1).

Przekładnia kierownicza to część układu kierowniczego od koła kierownicy do wahacza kierowniczego, a przekładnia kierownicza obejmuje części od wahacza do osi kierowniczej.

Ryż. 1. Schemat sterowania:

1 – kierownica; 2 – wał kierownicy; 3 – kolumna kierownicy; 4 – skrzynia biegów; 5 – dwójnóg sterujący; 6 – drążek kierowniczy wzdłużny; 7 – oś obrotowa; 8 – dźwignia osi kierowanej; 9 – dźwignia boczna; 10 – ciąg poprzeczny

Do układu kierowniczego mają zastosowanie następujące wymagania:

1) zapewnienie dużej zwrotności pojazdów, umożliwiającej ostre i szybkie skręty na stosunkowo ograniczonych obszarach;

2) łatwość sterowania, oceniana siłą przyłożoną do kierownicy.

Dla samochodów osobowych bez wspomagania podczas jazdy siła ta wynosi 50...100 N, a ze wspomaganiem - 10...20 N. Dla samochodów ciężarowych siła na kierownicy jest regulowana: 250...500 N - do kierowania bez wspomagania; 120 N – dla wspomagania kierownicy;

3) toczenie się kół kierowanych przy minimalnym poślizgu bocznym i poślizgu podczas skręcania samochodu;

4) dokładność działania śledzącego, przede wszystkim kinematycznego, w której dowolnemu położeniu kierownicy będzie odpowiadać ściśle określona, ​​wcześniej obliczona krzywizna obrotu;

Jak wspomniano powyżej, wspomaganie kierownicy jest podstawowym automatycznym układem sterowania z ścisłym sprzężeniem zwrotnym. Przy niekorzystnej kombinacji parametrów układ tego typu może okazać się niestabilny. W tym przypadku niestabilność układu wyraża się w drganiach własnych napędzanych kół. Takie wahania zaobserwowano na niektórych eksperymentalnych próbkach samochodów krajowych.

Zadaniem obliczeń dynamicznych jest znalezienie warunków, w których samooscylacje nie mogłyby wystąpić, jeśli znane są wszystkie parametry niezbędne do obliczeń, lub wskazanie, które parametry należy zmienić, aby zatrzymać samooscylacje na próbce doświadczalnej, jeśli są obserwowani.

Rozważmy najpierw fizyczną istotę procesu drgań kół kierowanych. Wróćmy ponownie do obwodu wzmacniacza pokazanego na ryc. 1. Wzmacniacz może zostać włączony zarówno przez kierowcę podczas przykładania siły do ​​kierownicy, jak i przez koła kierowane pod wpływem wstrząsów z drogi.

Jak pokazują eksperymenty, drgania takie mogą wystąpić podczas jazdy po linii prostej samochodu z dużą prędkością, podczas skręcania podczas jazdy z małą prędkością, a także podczas skręcania kół w miejscu.

Rozważmy pierwszy przypadek. Podczas obracania koła kierowanego z powodu wstrząsów z drogi lub z innego powodu korpus dystrybutora zacznie się poruszać względem szpuli, a gdy tylko szczelina Δ 1 zostanie wyeliminowana, ciecz zacznie płynąć do wnęki A cylinder mocy. Kierownicę i dwójnóg kierownicy uważa się za nieruchome. Ciśnienie we wnęce A wzrośnie i uniemożliwi dalszy obrót. Ze względu na elastyczność przewodów gumowych układu hydraulicznego i elastyczność połączeń mechanicznych, napełnienie wnęki A cieczą (w celu wytworzenia ciśnienia roboczego) wymaga pewnego czasu, podczas którego koła kierowane mają czas na obrót o określony kąt. Pod wpływem ciśnienia we wnęce A koła zaczną się obracać w przeciwnym kierunku, aż szpula osiągnie położenie neutralne. Następnie ciśnienie spada. Siła bezwładności, a także ciśnienie resztkowe we wnęce A obrócą kierowane koła z położenia neutralnego w prawo, a cykl zostanie powtórzony od prawej wnęki.

Proces ten przedstawiono na ryc. 33, a i b.

Kąt θ 0 odpowiada obrotowi kół kierowanych, przy którym siła przekazywana na napęd kierowniczy osiąga wartość niezbędną do poruszenia szpuli.

Na ryc. Rysunek 33c przedstawia zależność p = f(θ), skonstruowaną z krzywych z ryc. 33, a i b. Ponieważ skok pręta można uznać za liniową funkcję kąta obrotu (ze względu na małą wielkość kąta θ max), wykres (ryc. 33, c) można uznać za wykres indykatorowy cylindra mocy wzmacniacz. Powierzchnia wykresu wskaźnikowego określa pracę wykonaną przez wzmacniacz w celu wychylenia kół kierowanych.

Należy zauważyć, że opisany proces można zaobserwować tylko wtedy, gdy kierownica pozostaje nieruchoma podczas drgań kierownic. Jeśli kierownica zostanie obrócona, zasilanie nie zostanie włączone. Przykładowo wzmacniacze z napędami rozdzielaczy od przemieszczenia kątowego górnej części wału kierownicy względem dolnej zazwyczaj mają tę właściwość i nie powodują samooscylacji

Kiedy koła kierowane są skręcone w miejscu lub gdy samochód porusza się z małą prędkością, oscylacje powodowane przez wzmacniacz mają inny charakter niż rozpatrywane. Ciśnienie podczas takich oscylacji wzrasta tylko w jednej wnęce. Schemat wskaźników dla tego przypadku pokazano na ryc. 33, g.

Takie wahania można wyjaśnić w następujący sposób. Jeżeli w chwili odpowiadającej obrotowi kół o określony kąt θ r kierownica zostanie cofnięta, to koła kierowane (pod wpływem sił bezwładności i ciśnienia resztkowego w cylindrze mocy) będą nadal się poruszać i obracać pod kątem θ r + θ max. Ciśnienie w cylindrze napędowym spadnie do 0, ponieważ szpula znajdzie się w położeniu odpowiadającym obrotowi kół o kąt θ r. Następnie siła sprężysta opony zacznie obracać kierowane koło w przeciwnym kierunku. Kiedy koło ponownie obróci się o kąt θ r, wzmacniacz się włączy. Ciśnienie w układzie nie zacznie rosnąć od razu, ale po pewnym czasie, w którym kierowane koło będzie mogło obrócić się o kąt θ r -θ max. Skręt w lewo zatrzyma się w tym momencie, gdy cylinder mocy zacznie działać, a cykl zostanie powtórzony od początku.

Zwykle praca wzmacniacza, określona przez obszar wykresów wskaźników, jest niewielka w porównaniu z pracą tarcia w sworzniach, połączeniach drążka kierowniczego i gumie, a samooscylacje nie są możliwe. Gdy obszary wykresów wskaźnikowych są duże, a wyznaczona przez nie praca jest porównywalna z pracą tarcia, możliwe są drgania nietłumione. Poniżej omówiono taki przypadek.

Aby znaleźć warunki stabilności systemu, nałożymy na niego ograniczenia:

1. Koła kierowane mają jeden stopień swobody i mogą obracać się wokół sworzni zwrotniczych jedynie w ramach luzu w rozdzielaczu mocy.
2. Kierownica jest mocno zamocowana w pozycji neutralnej.
3. Połączenie pomiędzy kołami jest absolutnie sztywne.
4. Masa szpuli i części łączących ją z kołami sterującymi jest znikoma.
5. Siły tarcia w układzie są proporcjonalne do pierwszych potęg prędkości kątowych.
6. Sztywności elementów układu są stałe i nie zależą od wielkości odpowiednich przemieszczeń lub odkształceń.

Pozostałe założenia przyjęte w trakcie analizy doprecyzowuje się w trakcie prezentacji.

Poniżej badamy stabilność sterów ze wspomaganiami hydraulicznymi zamontowanymi w dwóch możliwych wariantach: z długim sprzężeniem zwrotnym i krótkim.

Schematy konstrukcyjne i projektowe pierwszej opcji pokazano na ryc. Linie 34 i 35 są liniami ciągłymi, druga jest przerywana. W pierwszym wariancie sprzężenie zwrotne działa na rozdzielacz po obróceniu przez cylinder napędowy kół kierowanych. W drugiej opcji korpus dystrybutora porusza się, wyłączając wzmacniacz, jednocześnie z prętem cylindra mocy.

Najpierw przyjrzyjmy się każdemu elementowi obwodu z długim sprzężeniem zwrotnym.

Przekładnia kierownicza(nie pokazano na schemacie blokowym). Skręcenie kierownicy o pewien mały kąt a powoduje powstanie siły T c w ciągu wzdłużnym

T do = do 1 (αi r.m l c - x 1), (26)

gdzie c 1 jest sztywnością wału kierownicy i ciągiem wzdłużnym zredukowanym do ciągu wzdłużnego; l c - długość dwójnogu; x 1 - ruch szpuli.

Napęd dystrybutora. Dla napędu sterującego rozdzielaczem wartością wejściową jest siła T c, wartością wyjściową jest przemieszczenie suwaka x 1. Równanie napędu uwzględniające sprzężenie zwrotne od kąta obrotu kół kierowanych θ i ciśnienia w układzie p ma postać dla T c > T n:

(27)

gdzie K о.с jest współczynnikiem siły sprzężenia zwrotnego dla kąta obrotu kół kierowanych; c n - sztywność sprężyn centrujących.

Dystrybutor. Oscylacje powodowane przez wzmacniacz jadącego samochodu są związane z naprzemiennym aktywowaniem jednej lub drugiej wnęki cylindra mocy. Równanie dystrybutora w tym przypadku ma postać

gdzie Q jest ilością cieczy wpływającej do rurociągów cylindra mocy; x 1 -θl з K о.с = Δx - przemieszczenie szpuli w obudowie.

Funkcja f(Δx) jest nieliniowa i zależy od konstrukcji rozdzielacza oraz wydajności pompy. W ogólnym przypadku, biorąc pod uwagę charakterystykę pompy i konstrukcję rozdzielacza, ilość cieczy Q wpływającej do cylindra mocy zależy zarówno od skoku Δx suwaka w obudowie, jak i od różnicy ciśnień Δp na wlocie i wylocie dystrybutora.

Rozdzielacze wzmacniaczy są tak zaprojektowane, aby z jednej strony przy stosunkowo dużych tolerancjach technologicznych na wymiarach liniowych, miały minimalne ciśnienie w układzie, gdy suwak znajduje się w położeniu neutralnym, a z drugiej strony minimalne przemieszczenie suwaka do napędzania wzmacniacza. W rezultacie zawór suwakowy wzmacniacza zgodnie z charakterystyką Q = f(Δx, Δp) jest zbliżony do zaworowego, tj. wartość Q nie zależy od ciśnienia Δp i jest jedynie funkcją suwaka przemieszczenie. Biorąc pod uwagę kierunek działania siłownika mocy, będzie on wyglądał jak na rys. 36, o. Ta cecha jest charakterystyczna dla łączy przekaźnikowych systemów automatycznego sterowania. Linearyzacja tych funkcji została przeprowadzona metodą linearyzacji harmonicznej. W rezultacie otrzymujemy dla pierwszego schematu (ryc. 36, a)

gdzie Δx 0 jest przemieszczeniem szpuli w obudowie, przy którym rozpoczyna się gwałtowny wzrost ciśnienia; Q 0 - ilość cieczy wpływającej do przewodu ciśnieniowego, gdy szczeliny robocze są zablokowane; a jest maksymalnym skokiem szpuli w obudowie, określonym przez amplitudę drgań kół napędzanych.

Rurociągi. Ciśnienie w układzie zależy od ilości cieczy wpływającej do przewodu ciśnieniowego i elastyczności przewodu:

gdzie x 2 to skok tłoka cylindra mocy, dodatni kierunek działania ciśnienia; c 2 - sztywność objętościowa układu hydraulicznego; c g = dp / dV g (V g = objętość przewodu ciśnieniowego układu hydraulicznego).

Cylinder mocy. Z kolei o skoku tłoczyska siłownika mocy decyduje kąt obrotu kół kierowanych oraz odkształcenie części łączących cylinder mocy z kołami kierowanymi i punktem podparcia

(31)

gdzie l 2 jest ramieniem przyłożenia siły cylindra mocy względem osi czopów kół; c 2 - sztywność mocowania siłownika, zmniejszona do skoku tłoczyska siłownika.

Koła sterowane. Równanie na obrót kół kierowanych względem czopów jest równania drugiego rzędu i, ogólnie rzecz biorąc, jest nieliniowe. Biorąc pod uwagę, że drgania kół kierowanych występują ze stosunkowo małymi amplitudami (do 3-4°), można przyjąć, że momenty stabilizujące wywołane sprężystością gumy i nachyleniem czopów są proporcjonalne do pierwszego stopnia kąt obrotu kół kierowanych, a tarcie w układzie zależy od pierwszego stopnia prędkości kątowej obrotu koła. Zlinearyzowane równanie wygląda następująco:

gdzie J jest momentem bezwładności kół kierowanych i części sztywno z nimi połączonych względem osi sworzni; G – współczynnik charakteryzujący straty tarcia w przekładni kierowniczej, układzie hydraulicznym i ogumieniu kół; N jest współczynnikiem charakteryzującym wpływ momentu stabilizującego wynikającego z nachylenia sworzni zwrotnicy i sprężystości gumy opony.

W równaniu nie uwzględnia się sztywności układu kierowniczego, gdyż przyjmuje się, że drgania są małe i występują w zakresie kątów, przy których korpus szpuli przemieszcza się na odległość mniejszą lub równą pełnemu skokowi. Iloczyn Fl 2 p określa wielkość momentu wytworzonego przez cylinder mocy względem sworznia zwrotnicy, a iloczyn free K o.s p jest siłą reakcji strony sprzężenia zwrotnego na wielkość momentu stabilizującego. Wpływ momentu wytworzonego przez sprężyny centrujące można pominąć ze względu na jego niewielką wielkość w porównaniu do sprężyny stabilizującej.

Zatem oprócz powyższych założeń na system nałożone są następujące ograniczenia:

1. siły ciągu wzdłużnego zależą liniowo od obrotu wału dwójnogu, nie ma tarcia w połączeniach wzdłużnych i w napędzie szpuli;
2. rozdzielaczem jest łącznik o charakterystyce przekaźnikowej, tzn. do momentu określonego przemieszczenia Δx 0 suwaka w obudowie ciecz z pompy nie przedostaje się do cylindra napędowego;
3. ciśnienie w przewodzie ciśnieniowym i siłowniku jest wprost proporcjonalne do nadmiaru objętości płynu wpływającego do przewodu, tj. sztywność objętościowa układu hydraulicznego c g jest stała.

Rozważany schemat hydraulicznego wspomagania kierownicy opisany jest układem siedmiu równań (26) - (32).

Badanie stabilności układu przeprowadzono stosując kryterium algebraiczne Rous-Hurwitz.

Aby to osiągnąć, dokonano kilku przekształceń. Znaleziono równanie charakterystyczne układu i warunek jego stabilności, który wyznacza następująca nierówność:

(33)

Z nierówności (33) wynika, że ​​gdy a≤Δx 0 oscylacje są niemożliwe, gdyż wyraz ujemny nierówności jest równy 0.

Amplituda ruchu szpuli w obudowie przy zadanej stałej amplitudzie drgań kół napędzanych θmax wyznaczana jest z zależności:

(34)

Jeżeli pod kątem θ max ciśnienie p = p max, to przemieszczenie a zależy od stosunku sztywności sprężyn centrujących i ciągu wzdłużnego c n / c 1, powierzchnia tłoków reakcyjnych f r.e, siła wstępnego ściskania sprężyny centrujące T n i współczynnik sprzężenia zwrotnego K os. Im większy stosunek c n / c 1 i powierzchnia elementów reaktywnych, tym większe prawdopodobieństwo, że wartość a będzie mniejsza niż wartość Δx 0, a samooscylacje są niemożliwe.

Jednak ten sposób eliminacji samooscylacji nie zawsze jest możliwy, gdyż zwiększenie sztywności sprężyn centrujących i wielkości elementów reakcyjnych, zwiększenie sił działających na kierownicę, wpływa na sterowność pojazdu, a zmniejszenie sztywność ciągu wzdłużnego może przyczyniać się do występowania oscylacji typu shimmy.

Cztery z pięciu dodatnich wyrazów nierówności (33) uwzględniają jako współczynnik parametr Г, który charakteryzuje tarcie w układzie kierowniczym, gumie opon i tłumienie spowodowane przepływem płynu we wzmacniaczu. Zwykle projektantowi trudno jest zmieniać ten parametr. Człon ujemny obejmuje natężenie przepływu cieczy Q0 i współczynnik sprzężenia zwrotnego K o.s. Wraz ze spadkiem ich wartości maleje tendencja do samooscylacji. Wartość Q 0 jest zbliżona do wydajności pompy. Aby więc wyeliminować samooscylacje powodowane przez wzmacniacz podczas jazdy samochodu, potrzebujesz:

1. Zwiększenie sztywności sprężyn centrujących lub zwiększenie powierzchni tłoków reakcyjnych, jeśli jest to możliwe ze względu na łatwość sterowania.
2. Zmniejszenie wydajności pompy bez zmniejszania prędkości kierowania kierownicami poniżej dopuszczalnego minimum.
3. Zmniejszenie wzmocnienia sprzężenia zwrotnego K os, czyli zmniejszenie skoku korpusu szpuli (lub szpuli) spowodowanego obrotem kół kierowanych.

Jeżeli tymi metodami nie można wyeliminować samooscylacji, konieczna jest zmiana układu kierowniczego lub wprowadzenie do układu wspomagania kierownicy specjalnego tłumika drgań (płynnego lub suchego tłumika ciernego). Rozważmy inny możliwy układ wzmacniacza w samochodzie, który ma mniejszą tendencję do wzbudzania samooscylacji. Różni się od poprzedniego krótszym sprzężeniem zwrotnym (patrz linia przerywana na rys. 34 i 35).

Równania dystrybutora i napędu do niego różnią się od odpowiednich równań z poprzedniego schematu.

Równanie napędu dystrybutora ma postać dla T c > T n:

(35)

2 równanie dystrybutora

(36)

gdzie tj. e jest przełożeniem kinematycznym pomiędzy ruchem szpuli rozdzielacza a odpowiadającym mu ruchem tłoczyska siłownika.

Podobne badanie nowego układu równań prowadzi do następującego warunku braku samooscylacji w układzie z krótkim sprzężeniem zwrotnym

(37)

Powstała nierówność różni się od nierówności (33) zwiększoną wartością składników dodatnich. W rezultacie wszystkie wyrazy dodatnie są większe niż ujemne dla rzeczywistych wartości zawartych w nich parametrów, więc układ z krótkim sprzężeniem zwrotnym jest prawie zawsze stabilny. Tarcie w układzie, charakteryzujące się parametrem Г, można zredukować do zera, gdyż czwarty dodatni wyraz nierówności nie zawiera tego parametru.

Na ryc. Na rys. 37 przedstawiono krzywe zależności wielkości tarcia potrzebnego do tłumienia drgań w układzie (parametr G) od wydajności pompy obliczonej ze wzorów (33) i (37).

Strefa stabilności każdego wzmacniacza znajduje się pomiędzy osią Y a odpowiednią krzywą. W obliczeniach przyjęto amplitudę drgań szpuli w obudowie jako minimalną możliwą od warunku włączenia wzmacniacza: a≥Δx 0 = 0,05 cm.

Pozostałe parametry zawarte w równaniach (33) i (37) miały następujące wartości (co w przybliżeniu odpowiada sterowaniu pojazdem ciężarowym o nośności 8-12 t): J = 600 kg*cm*s 2 / rad; N = 40 000 kg*cm / rad; Q = 200 cm 3 / s; F = 40 cm2; l 2 = 20 cm; l 3 = 20 cm; cg = 2 kg/cm5; c1 = 500 kg/cm; c2 = 500 kg/cm; c n = 100 kg/cm; f r.e = 3 cm 2.

Dla wzmacniacza z długim sprzężeniem zwrotnym strefa niestabilności mieści się w zakresie rzeczywistych wartości parametru Г, dla wzmacniacza z krótkim sprzężeniem zwrotnym – w zakresie nie występujących wartości parametrów.

Rozważmy drgania kół kierowanych, które powstają podczas skrętu w miejscu. Schemat indykatorowy cylindra mocy podczas takich oscylacji pokazano na ryc. 33, g. Zależność ilości cieczy wpływającej do cylindra siłownika od ruchu szpuli w korpusie dystrybutora ma postać pokazaną na ryc. 36, ur. Podczas takich oscylacji szczelina Δx 0 w szpuli została już wyeliminowana poprzez obrót kierownicy i przy najmniejszym przesunięciu szpuli powoduje przepływ płynu do cylindra napędowego i wzrost w nim ciśnienia.

Linearyzacja funkcji (patrz ryc. 36, c) daje równanie

(38)

Współczynnik N w równaniu (32) będzie w tym przypadku wyznaczony nie na podstawie wpływu momentu stabilizującego, ale na podstawie siły nacisku opon na skręcenie. Dla układu rozpatrywanego jako przykład można go uznać za równy N = 400 000 kg*cm/rad.

Warunek stabilności układu z długim sprzężeniem zwrotnym można otrzymać z równania (33) wstawiając do niego zamiast wyrażenia wyrażenia (2Q 0 / πa).

W rezultacie otrzymujemy

(39)

Wyrazy nierówności (39), zawierające w liczniku parametr a, maleją wraz ze zmniejszaniem się amplitudy oscylacji i wychodząc od dostatecznie małych wartości a, można je pominąć. Następnie warunek stabilności wyraża się w prostszej formie:

(40)

Przy rzeczywistych stosunkach parametrów nie obserwuje się nierówności, a wzmacniacze ułożone w obwód z długim sprzężeniem zwrotnym prawie zawsze powodują samooscylacje napędzanych kół podczas skrętu w miejscu z taką czy inną amplitudą.

Wyeliminowanie tych oscylacji bez zmiany rodzaju sprzężenia zwrotnego (a co za tym idzie układu wzmacniacza) jest możliwe w pewnym stopniu jedynie poprzez zmianę kształtu charakterystyki Q = f(Δx), nadając jej nachylenie (patrz Rys. 36, d) lub poprzez znaczne zwiększenie tłumienia w układzie (parametr G). Technicznie rzecz biorąc, aby zmienić kształt charakterystyki, na krawędziach roboczych szpul wykonuje się specjalne skosy. Obliczenie stabilności układu z takim rozdzielaczem jest znacznie bardziej skomplikowane, gdyż nie można już przyjąć założenia, że ​​ilość cieczy Q wpływającej do cylindra mocy zależy wyłącznie od przemieszczenia szpuli Δx, ponieważ pole robocze ​​zachodzące na siebie szczeliny robocze są rozciągane, a ilość dopływającego płynu Q w tym odcinku zależy również od różnicy ciśnień w układzie przed i za szpulą. Poniżej omówiono sposób zwiększania tłumienia.

Zastanówmy się, co się stanie podczas skrętu w miejscu, jeśli otrzymamy krótką informację zwrotną. W równaniu (37): wyrażenie [(4π) (Q 0 / a)]√ należy zastąpić wyrażeniem (2 / π)*(Q 0 / a). W rezultacie otrzymujemy nierówność

(41)

Po wykluczeniu, podobnie jak w poprzednim przypadku, wyrazów zawierających wartość a w liczniku, otrzymujemy

(42)

W nierówności (42) człon ujemny jest w przybliżeniu o rząd wielkości mniejszy niż w poprzednim, dlatego w układzie z krótkim sprzężeniem zwrotnym samooscylacje nie występują przy realistycznie możliwych kombinacjach parametrów.

Zatem, aby uzyskać świadomie stabilny układ wspomagania kierownicy, sprzężenie zwrotne powinno obejmować tylko praktycznie pozbawione bezwładności części układu (zwykle cylinder mocy i bezpośrednio połączone części łączące). W najtrudniejszych przypadkach, gdy nie jest możliwe ustawienie siłownika i rozdzielacza w bliskiej odległości od siebie, aby wytłumić drgania własne, do układu wprowadza się amortyzatory hydrauliczne (amortyzatory) lub blokady hydrauliczne – urządzenia umożliwiające przepływ płynu do cylindra napędowego lub z powrotem tylko po przyłożeniu ciśnienia z dystrybutora.

Wyślij swoją dobrą pracę do bazy wiedzy jest prosta. Skorzystaj z poniższego formularza

Studenci, doktoranci, młodzi naukowcy, którzy wykorzystują bazę wiedzy w swoich studiach i pracy, będą Państwu bardzo wdzięczni.

Wysłany dnia http://www.allbest.ru/

Mechanizmy kontrolne

1. Sterowniczy

Cel kierowania i wzór skrętu samochodu

Układ kierowniczy służy do zmiany kierunku ruchu pojazdu poprzez obrót przednich kół kierowanych. Składa się z mechanizmu kierowniczego i przekładni kierowniczej. W samochodach ciężarowych o dużej ładowności w układzie kierowniczym zastosowano wspomaganie układu kierowniczego, które ułatwia prowadzenie pojazdu, zmniejsza wstrząsy na kierownicy i zwiększa bezpieczeństwo ruchu drogowego.

Schemat skrętu samochodu

Mechanizm kierowniczy służy do zwiększania i przekazywania na przekładnię kierowniczą siły wywieranej przez kierowcę na kierownicę. Mechanizm kierowniczy przekształca obrót kierownicy w ruch postępowy drążków napędowych, powodując obrót kierownic. W tym przypadku siła przenoszona przez kierowcę z kierownicy na skręcające koła wzrasta wielokrotnie.

Napęd kierowniczy wraz z mechanizmem kierowniczym przenosi siłę sterującą z kierowcy bezpośrednio na koła i tym samym zapewnia obrót kierowanych kół o zadany kąt.

Aby wykonać zakręt bez przesuwania się kół na boki, wszystkie muszą toczyć się po łukach o różnej długości, opisanych od środka zakrętu O, patrz rys. W takim przypadku przednie koła kierowane muszą obracać się pod różnymi kątami. Koło wewnętrzne względem środka obrotu powinno obracać się o kąt alfa B, koło zewnętrzne o mniejszy kąt alfa H. Zapewnia to połączenie drążków kierowniczych i dźwigni w kształcie trapezu. Podstawą trapezu jest belka 1 przedniej osi samochodu, boki to lewa 4 i prawa 2 dźwignie obrotowe, a górną część trapezu tworzy poprzeczny pręt 3, który jest połączony obrotowo z dźwigniami . Osie skrętne 5 kół są sztywno przymocowane do dźwigni 4 i 2.

Jedna z dźwigni obrotowych, najczęściej lewa dźwignia 4, połączona jest z mechanizmem kierowniczym poprzez podłużny drążek 6. Zatem w momencie uruchomienia mechanizmu kierowniczego, podłużny drążek poruszając się do przodu lub do tyłu, powoduje, że oba koła obracają się z różną prędkością kąty zgodnie ze schematem obrotu .

mechanizm sterujący kierujący samochodem

Obwody sterujące

Rozmieszczenie i współdziałanie części układu kierowniczego, który nie posiada wzmacniacza, widać na schemacie (patrz rysunek). Tutaj mechanizm kierowniczy składa się z koła kierownicy 3, wału kierownicy 2 i przekładni kierowniczej 1, utworzonej przez sprzęgnięcie przekładni ślimakowej (ślimaka) z korkiem zębatym, na którego wale umieszczony jest dwójnóg 9 napędu kierowniczego jest dołączony. Dwójnóg oraz wszystkie pozostałe części układu kierowniczego: drążek podłużny 8, ramię górne lewej osi kierowanej 7, wahacze dolne 5 lewej i prawej osi kierowanej, drążek poprzeczny 6 tworzą napęd kierowniczy.

Kierownice obracają się, gdy obraca się kierownica 3, która przenosi obrót przez wał 2 na przekładnię kierowniczą 1. W tym przypadku ślimak przekładniowy, który jest połączony z sektorem, zaczyna przesuwać sektor w górę lub w dół wzdłuż swojego gwintu . Wał sektorowy zaczyna się obracać i odchyla dwójnóg 9, który górnym końcem jest zamontowany na wystającej części wału sektorowego. Ugięcie dwójnogu przenoszone jest na podłużny pręt 8, który porusza się wzdłuż jego osi. Podłużny pręt 8 jest połączony poprzez górną dźwignię 7 ze sworzniem obrotowym 4, dzięki czemu jego ruch powoduje obrót lewego sworznia obrotowego. Z niego siła skrętu przez dolne ramiona 5 i drążek poprzeczny 6 przenoszona jest na prawą oś. W ten sposób obrócą się oba koła.

Koła kierowane skręcane są za pomocą kierownicy o ograniczony kąt 28-35°. Ograniczenie wprowadzono po to, aby podczas skręcania koła nie dotykały elementów zawieszenia lub nadwozia.

Konstrukcja układu kierowniczego w dużym stopniu zależy od rodzaju zawieszenia kierownic. Przy zależnym zawieszeniu przednich kół w zasadzie schemat kierowania pokazany na (ryc. a) zostaje zachowany; przy niezależnym zawieszeniu (ryc. 6) napęd kierowniczy staje się nieco bardziej skomplikowany.

2. Główne typy mechanizmów i napędów kierowniczych

Przekładnia kierownicza

Umożliwia skręcanie kierownicą przy niewielkim wysiłku na kierownicy. Można to osiągnąć poprzez zwiększenie przełożenia przekładni kierowniczej. Jednak przełożenie skrzyni biegów jest ograniczone liczbą obrotów kierownicy. Jeśli wybierzesz przełożenie z liczbą obrotów kierownicy większą niż 2-3, wówczas czas potrzebny do skrętu samochodu znacznie się zwiększy, co jest niedopuszczalne ze względu na warunki jazdy. Dlatego przełożenie w mechanizmach kierowniczych jest ograniczone do 20-30, a aby zmniejszyć siłę na kierownicy, w mechanizmie kierowniczym lub napędzie wbudowany jest wzmacniacz.

Ograniczenie przełożenia przekładni kierowniczej wiąże się także z właściwością odwracalności, czyli zdolnością do przenoszenia obrotów wstecznych poprzez mechanizm na kierownicę. Przy dużych przełożeniach zwiększa się tarcie w zębatkach mechanizmu, zanika właściwość odwracalności, a samoczynny powrót kół kierowanych po skręceniu do pozycji prostej staje się niemożliwy.

W zależności od rodzaju przekładni kierowniczej mechanizmy kierownicze dzielą się na:

· robak,

· śruba,

· bieg.

Mechanizm kierowniczy z przekładnią ślimakowo-wałeczkową posiada ślimak zamontowany na wale kierownicy jako ogniwo napędowe, a wałek osadzony jest na łożysku tocznym na tym samym wale co dwójnóg. Aby uzyskać pełne zaangażowanie przy dużym kącie obrotu ślimaka, ślimak jest cięty wzdłuż łuku koła - globoidy. Taki robak nazywany jest globoidem.

W mechanizmie śrubowym obrót śruby połączonej z wałem kierownicy przenoszony jest na nakrętkę, która kończy się zębatką połączoną z sektorem przekładni, a sektor jest zamontowany na tym samym wale z dwójnogiem. Ten mechanizm kierowniczy jest utworzony przez przekładnię kierowniczą typu śrubowo-nakrętkowego.

W przekładniowych mechanizmach kierowniczych przekładnię kierowniczą tworzą koła zębate cylindryczne lub stożkowe, które obejmują również przekładnię zębatkową. W tym ostatnim z wałem kierownicy połączona jest zębatka czołowa, a zębatka zazębiona z zębami koła zębatego pełni funkcję drążka poprzecznego. Przekładnie zębatkowe i przekładnie ślimakowo-wałeczkowe stosowane są głównie w samochodach osobowych, ponieważ zapewniają stosunkowo małe przełożenie. W samochodach ciężarowych stosuje się przekładnie kierownicze typu ślimakowo-nakrętkowego, wyposażone albo we wzmacniacze wbudowane w mechanizm, albo we wzmacniacze umieszczone w napędzie kierowniczym.

Przekładnia kierownicza

Przekładnia kierownicza ma za zadanie przenosić siłę z mechanizmu kierowniczego na koła kierowane, zapewniając jednocześnie ich obrót pod nierównymi kątami. Konstrukcje przekładni kierowniczych różnią się położeniem dźwigni i drążków tworzących układ kierowniczy w stosunku do osi przedniej. Jeśli drążek kierowniczy znajduje się przed przednią osią, wówczas ta konstrukcja napędu kierowniczego nazywa się przednim drążkiem kierowniczym, jeśli znajduje się z tyłu, nazywa się go tylnym podnośnikiem; Konstrukcja zawieszenia przedniego koła ma ogromny wpływ na konstrukcję i układ układu kierowniczego.

W przypadku zależnego zawieszenia napęd kierowniczy ma prostszą konstrukcję, ponieważ składa się z minimalnej liczby części. Poprzeczny drążek kierowniczy w tym przypadku jest solidny, a dwójnóg obraca się w płaszczyźnie równoległej do osi wzdłużnej samochodu. Napęd można także wykonać z dwójnogiem kołyszącym się w płaszczyźnie równoległej do przedniej osi. Wtedy nie będzie ciągu wzdłużnego, a siła z dwójnogu przenoszona jest bezpośrednio na dwa ciągi poprzeczne połączone z osiami kół.

Przy niezależnym zawieszeniu przednich kół obwód napędu kierowniczego jest strukturalnie bardziej złożony. W takim przypadku pojawiają się dodatkowe części napędowe, których nie ma w schemacie z zależnym zawieszeniem kół. Zmienia się konstrukcja poprzecznego drążka kierowniczego. Jest rozcięty, składający się z trzech części: głównego pręta poprzecznego 4 i dwóch prętów bocznych - lewego 3 i prawego 6. Do podparcia głównego pręta 4 stosuje się dźwignię wahadłową 5, która kształtem i rozmiarem odpowiada dwójnógowi 1 Połączenie poprzeczek bocznych z ramionami obrotowymi 2 osiami oraz z drążkiem poprzecznym głównym wykonuje się za pomocą zawiasów, które umożliwiają niezależny ruch kół w płaszczyźnie pionowej. Rozważany obwód napędu układu kierowniczego stosowany jest głównie w samochodach osobowych.

Przekładnia kierownicza, będąca częścią układu kierowniczego pojazdu, nie tylko zapewnia możliwość skrętu kierowanych kół, ale także pozwala na drgania kół w przypadku uderzenia w nierówną nawierzchnię. W tym przypadku części napędowe otrzymują względne ruchy w płaszczyźnie pionowej i poziomej, a podczas skrętu przenoszą siły, które obracają koła. Części są łączone w dowolnym schemacie napędowym za pomocą przegubów kulowych lub cylindrycznych.

3. Konstrukcja i działanie mechanizmów sterujących

Przekładnia kierowniczaz przekładnią ślimakowo-wałeczkową

Jest szeroko stosowany w samochodach osobowych i ciężarówkach. Głównymi częściami mechanizmu kierowniczego są kierownica 4, wał kierowniczy 5, zamontowany w kolumnie kierownicy 3 i połączony z ślimakiem globoidalnym 1. Ślimak jest zamontowany w obudowie przekładni kierowniczej 6 na dwóch łożyskach stożkowych 2 i jest sprzężony z trójzębnym wałkiem 7, który obraca się na łożyskach kulkowych na osi. Oś rolki jest zamocowana w korbie widełkowej wału dwójnogu 8, która opiera się na tulei i łożysku wałeczkowym w skrzyni korbowej 6. Zazębienie ślimaka z rolką reguluje się za pomocą śruby 9, w której rowek wchodzi włożony jest schodkowy trzonek wału dwójnogu. Określoną szczelinę w zazębieniu ślimaka z rolką ustala się za pomocą podkładki kształtowej z kołkiem i nakrętką.

Mechanizm kierowniczy samochodu GAZ-53A

Obudowa przekładni kierowniczej 6 jest przykręcona do podłużnicy ramy. W górnym końcu wału kierownicy znajdują się stożkowe wypusty, na których osadzona jest kierownica i zabezpieczona nakrętką.

Mechanizm kierowniczy z przekładnią śrubowo-nakrętkowąa - stojak - sektor ze wzmacniaczem

Stosowany jest w układzie kierowniczym samochodu ZIL-130. Wspomaganie kierownicy jest konstrukcyjnie połączone z przekładnią kierowniczą w jeden zespół i posiada napęd hydrauliczny z pompy 2, która napędzana jest paskiem klinowym z koła pasowego wału korbowego. Kolumna kierownicy 4 jest połączona z mechanizmem kierowniczym 1 poprzez krótki wał napędowy 3, ponieważ osie wału kierownicy i mechanizmu kierowniczego nie pokrywają się. Ma to na celu zmniejszenie ogólnych wymiarów układu kierowniczego.

Mechanizm kierowniczy samochodu

Poniższy rysunek przedstawia budowę mechanizmu kierowniczego. Jego główną częścią jest skrzynia korbowa 1, która ma kształt cylindra. Wewnątrz cylindra znajduje się zębatka tłokowa 10, w której jest sztywno osadzona nakrętka 3. Nakrętka posiada gwint wewnętrzny w postaci półkolistego rowka, w który za pomocą kulek osadzona jest nakrętka za pomocą śruby 2, która z kolei jest połączona z wałem kierownicy 5. B W górnej części skrzyni korbowej przymocowana jest do niej obudowa 6 zaworu sterującego wspomagania układu kierowniczego. Elementem sterującym w zaworze jest szpula 7. Siłownikiem wzmacniacza hydraulicznego jest tłok - zębatka 10, uszczelniona w cylindrze skrzyni korbowej za pomocą pierścieni tłokowych. Zębatka tłokowa jest połączona gwintem z sektorem zębatym 9 wału dwójnogu 8.

Mechanizm kierowniczy z wbudowanym wzmacniaczem hydraulicznym

Obrót wału kierownicy jest przekształcany przez przeniesienie mechanizmu kierowniczego na ruch nakrętki tłoka wzdłuż śruby. W tym przypadku zęby zębatki obracają sektor i wał z przymocowanym do niego dwójnogiem, dzięki czemu obracają się koła kierowane.

Gdy silnik pracuje, pompa wspomagania układu kierowniczego dostarcza olej pod ciśnieniem do układu wspomagania kierownicy, w wyniku czego podczas skręcania wspomaganie układu kierowniczego wytwarza dodatkową siłę przekazywaną na napęd układu kierowniczego. Zasada działania wzmacniacza opiera się na wykorzystaniu ciśnienia oleju na końcach tłoka - zębatki, co wytwarza dodatkową siłę poruszającą tłok i ułatwia obrót kół kierowanych. [ 1 ]

Schemat skrętu samochodu

Jednym z najważniejszych układów pojazdu z punktu widzenia bezpieczeństwa ruchu drogowego jest układ kierowniczy, który zapewnia jego ruch (skręt) w zadanym kierunku. W zależności od cech konstrukcyjnych pojazdów kołowych istnieją trzy metody skręcania:

Poprzez obrót kół kierowanych jednej, kilku lub wszystkich osi

Tworząc różnicę prędkości pomiędzy niekierowanymi kołami prawej i lewej strony pojazdu (skręcając w „tor”)

Wzajemny wymuszony obrót ogniw pojazdu przegubowego

Pojazdy kołowe wielo- lub dwuwahaczowe (pociągi drogowe), składające się z ciągnika kołowego, przyczepy (przyczep) lub naczepy (naczep), skręcają za pomocą kół kierowanych wyłącznie ciągnika lub ciągnika oraz pojazdu ciągnionego (naczepy). zwiastun) link.

Najpowszechniej stosowanymi konstrukcjami są pojazdy kołowe z kołami obrotowymi (kierowanymi).

Wraz ze wzrostem liczby par kół kierowanych zmniejsza się minimalny możliwy promień skrętu pojazdu, czyli poprawia się jego zwrotność. Jednak chęć poprawy zwrotności poprzez zastosowanie przednich i tylnych kół kierowanych znacznie komplikuje konstrukcję ich napędu sterującego. Maksymalny kąt skrętu kół kierowanych zwykle nie przekracza 35…40°.

Wzory skrętu dla pojazdów kołowych dwu-, trzy- i czteroosiowych z kołami kierowanymi

Ryż. Schematy skrętu dla pojazdów kołowych dwu-, trzy- i czteroosiowych z kołami kierowanymi: a, b - przednie; c – przód i tył; e, g - pierwsza i druga oś; z -- wszystkie osie

Schematy skręcania pojazdu kołowego z kołami niekierowanymi

Ryż. Schematy skręcania pojazdu kołowego z kołami niekierowanymi:

a - z dużym promieniem skrętu; b – z zerowym promieniem; O - środek obrotu; V1, V2 - prędkości ruchu opóźnionych i nacierających boków pojazdu

Obracając kierowane koła pojazdu, kierowca zmusza go do poruszania się po torze o zadanej krzywiźnie zgodnie z kątami obrotu kół. Im większy kąt obrotu względem osi wzdłużnej pojazdu, tym mniejszy promień skrętu pojazdu.

Schemat skrętu „gąsienicowego” jest stosowany stosunkowo rzadko i głównie w pojazdach specjalnych. Przykładem jest ciągnik kołowy z kołami stałymi i przekładnią, która zapewnia obrót ciągnika prawie wokół jego geometrycznego środka. Krajowy łazik księżycowy, który ma elektryczne koła silnikowe o wzorze 8×8, ma ten sam wzór skrętu. Skręcanie takich pojazdów odbywa się przy nierównych prędkościach kół po różnych stronach pojazdu. Taką kontrolę skrętu najłatwiej zapewnić poprzez zatrzymanie dopływu momentu obrotowego na stronę maszyny, która pozostaje w tyle podczas skrętu, której prędkość kół maleje w wyniku ich hamowania. Im większa jest różnica prędkości biegacza V2, tj. zewnętrzne w stosunku do środka obrotu (punkt O) i opóźnione V1 (wewnętrzne w stosunku do środka obrotu) strony maszyny, tym mniejszy jest promień jej krzywoliniowego ruchu. Idealnie, jeśli prędkości wszystkich kół po obu stronach są równe, ale skierowane w przeciwne strony (V2 = -V1), uzyskamy zerowy promień skrętu, czyli samochód będzie się obracał wokół swojego geometrycznego środka.

Głównymi wadami pojazdów z kołami niekierowanymi jest zwiększone zużycie energii na skręcanie i większe zużycie opon w porównaniu do pojazdów z kołami kierowanymi.

Schematy skrętu pojazdów przegubowych dla ciągników inżynieryjnych. Pojazdy te charakteryzują się dobrą manewrowością (ich minimalny promień skrętu jest mniejszy niż w przypadku pojazdów konwencjonalnych o tej samej podstawie i lepszą adaptacją do nierówności drogi (dzięki obecności przegubów w urządzeniu sprzęgającym ciągnika z cięgnem przyczepy), a także zapewniają możliwość zastosowania kół o dużej średnicy, co poprawia właściwości terenowe tych pojazdów.

Opublikowano na Allbest.ru

Podobne dokumenty

Głównym celem sterowania pojazdem Kamaz-5311 jest zapewnienie ruchu pojazdu w kierunku określonym przez kierowcę. Klasyfikacja mechanizmów sterujących. Urządzenie sterujące, zasada działania. Konserwacja i naprawa.

praca na kursie, dodano 14.07.2016


Przegląd schematów i projektów układów kierowniczych samochodów. Opis działania, regulacji i parametrów technicznych projektowanego urządzenia. Obliczenia kinematyczne, hydrauliczne i wspomagania układu kierowniczego. Obliczenia wytrzymałościowe elementów sterujących.

praca na kursie, dodano 25.12.2011


Główna przyczyna korków i najlepszy sposób na uniknięcie korków w mieście. Cechy prowadzenia samochodu w korku. Zmiana pasa w celu skrętu w ruchu ciągłym. Objazd wokół przeszkody. Przejeżdżanie przez kontrolowane skrzyżowania. Wyjazd na główną drogę.

streszczenie, dodano 02.06.2008


Obliczanie układu kierowniczego samochodu. Przełożenie wspomagania kierownicy. Moment oporu obrotu kół kierowanych. Obliczenia konstrukcji mechanizmów kierowniczych. Obliczanie mechanizmów hamulcowych, hydraulicznych wspomagaczy hamulców samochodu.

podręcznik szkoleniowy, dodano 19.01.2015


Analiza procesów pracy zespołów (sprzęgło, zawieszenie), sterowanie układem kierowniczym i hamulcowym pojazdu. Obliczenia kinematyczne i wytrzymałościowe mechanizmów i części samochodu Moskvich-2140. Określenie właściwości jezdnych pojazdu (zawieszenie).

praca na kursie, dodano 01.03.2011


Przekładnia kierownicza ciężarówki. Zewnętrzny monitoring stanu technicznego elementów napędowych, ocena działania ograniczników obrotów. Regulacja szczelin w ciągu wzdłużnym. Lista możliwych usterek związanych z napędem kierowniczym.

praca na kursie, dodano 22.05.2013


Ogólna budowa samochodu i przeznaczenie jego głównych części. Cykl pracy silnika, jego parametry eksploatacyjne oraz konstrukcja mechanizmów i układów. Zespoły przeniesienia napędu, podwozia i zawieszenia, urządzenia elektryczne, układ kierowniczy, układ hamulcowy.

streszczenie, dodano 17.11.2009


Przeniesienie i dodatkowe skrzynie biegów. Przekładnia redukcyjna w skrzyni rozdzielczej samochodu. Cel i rodzaje mechanizmów sterujących. Schemat napędu działającego układu hamulcowego samochodu GAZ-3307. Przeznaczenie i ogólna konstrukcja przyczep ciężkich.

test, dodano 03.03.2011


Proces technologiczny naprawy układu kierowniczego samochodu VAZ 2104. Zwiększony luz kierownicy. Całkowity miernik luzu układu kierowniczego. Stanowisko do geometrii kół, jego testowanie. Sprzęt i narzędzia do naprawy.

teza, dodano 25.12.2014


Cel i ogólna charakterystyka układu kierowniczego pojazdu KamAZ-5320 i ciągnika kołowego MTZ-80 ze wzmacniaczem hydraulicznym. Podstawowe regulacje układu kierowniczego. Możliwe awarie i konserwacja. Hydrauliczna pompa wspomagająca.

Obciążenia i naprężenia działające w elementach kierowniczych można obliczyć wyznaczając maksymalną siłę działającą na kierownicę lub wyznaczając tę ​​siłę poprzez maksymalny opór kręcenia kierownicą samochodu w miejscu (co jest bardziej odpowiednie). Obciążenia te są statyczne.

W Przekładnia kierownicza obliczyć kierownicę, wał kierowniczy i przekładnię kierowniczą.

Maksymalna siła na kierownica do układów kierowniczych bez wzmacniaczy mocy – = 400 N; do samochodów ze wzmacniaczami –
= 800 N.

Obliczając maksymalną siłę działającą na kierownicę na podstawie maksymalnego oporu skrętu kół kierowanych w miejscu, moment oporu skrętu można wyznaczyć z zależności empirycznej:

, (13.12)

Gdzie – współczynnik przyczepności przy skręcie koła kierowanego w miejscu;
– obciążenie koła;
– ciśnienie powietrza w oponie.

Siłę działającą na kierownicę podczas obracania się w miejscu oblicza się ze wzoru:

, (13.13)

Gdzie
– przełożenie kątowe skrętu;
– promień kierownicy;
– Skuteczność kierowania.

Na podstawie zadanej lub znalezionej siły działającej na kierownicę obliczane są obciążenia i naprężenia w elementach kierowniczych.

Szprychy Ugięcie kierownicy oblicza się przy założeniu, że siła działająca na kierownicę jest równomiernie rozłożona pomiędzy szprychami. Naprężenia zginające szprych określa się ze wzoru:

, (13.14)

Gdzie
– długość drutów;
– średnica szprychy;
– liczba szprych.

Wał kierowniczy zwykle wykonane z rur. Wał pracuje w warunkach skrętnych, obciążony momentem obrotowym:

. (13.15)

Naprężenia skręcające wału rurowego oblicza się ze wzoru:

, (13.16)

Gdzie
,
– odpowiednio średnicę zewnętrzną i wewnętrzną wału.

Dopuszczalne naprężenie skręcające wału kierownicy – ​​[
] = 100 MPa.

Sztywność wału kierownicy jest również sprawdzana na podstawie kąta skrętu:

, (13.17)

Gdzie
– długość wału;
–moduł sprężystości II rodzaju.

Dopuszczalny kąt skrętu – [
] = 5 ÷ 8° na metr długości wału.

W przekładnia kierownicza ślimakowo-rolkowaŚlimak i wałek globoidalny oblicza się na ściskanie, przy czym naprężenia kontaktowe w siatce określa się według wzoru:

, (13.18)

Gdzie – siła osiowa działająca na ślimak;
– powierzchnia styku jednego kołnierza rolkowego ze ślimakiem; – liczba grzbietów rolek.

Siłę osiową działającą na ślimak oblicza się ze wzoru:

, (13.19)

Gdzie – promień początkowy ślimaka w najmniejszym przekroju;
– kąt wzniesienia helisy ślimaka.

Powierzchnię styku jednego kołnierza rolkowego ze ślimakiem można określić ze wzoru:

Gdzie I – promienie sprzęgania odpowiednio rolki i ślimaka; I
– kąty zazębienia rolki i ślimaka.

Dopuszczalne naprężenia ściskające – [
] = 2500 ÷ 3500 MPa.

W zębatka i zębatka sprawdza się ściskanie pary „śruba – nakrętka kulkowa” z uwzględnieniem obciążenia promieniowego jednej kulki:

, (13.21)

Gdzie
– liczba obrotów roboczych;
– liczba kulek na jeden obrót (przy całkowicie wypełnionym rowku);
– kąt zwilżania kulek z rowkami.

Wytrzymałość kuli określa się na podstawie naprężeń kontaktowych, obliczanych według wzoru:

, (13.22)

Gdzie
– współczynnik krzywizny stykających się powierzchni; – moduł sprężystości I rodzaju;
I
– średnice odpowiednio kuli i rowka.

Dopuszczalne naprężenia kontaktowe [
] = 2500 ÷3500 MPa.

W parze „sektor zębatki” zęby są obliczane pod kątem naprężeń zginających i stykowych podobnie jak w przypadku przekładni walcowej. W tym przypadku siłę obwodową na zębach sektorowych (w przypadku braku lub niedziałającego wzmacniacza) określa się według wzoru:

, (13.23)

Gdzie – promień początkowego okręgu sektora.

Dopuszczalne naprężenia – [
] = 300 ÷400 MPa; [
] = 1500 MPa.

Sterowanie zębatką i zębnikiem obliczane są podobnie.

W Przekładnia kierownicza obliczyć wał dwójnogu kierowniczego, dwójnóg kierowniczy, sworzeń dwójnogu kierowniczego, drążki kierownicze wzdłużne i poprzeczne, ramię kierownicy i dźwignie zwrotnic (osie kierujące).

Wał kierowniczy dwójnogu liczyć na skręcanie.

W przypadku braku wzmacniacza napięcia dla wału dwójnogu, dwójnóg określa się według wzoru:

, (13.24)

Gdzie – średnica trzonu dwójnogu.

Dopuszczalne naprężenia – [
] = 300 ÷350 MPa.

Obliczanie dwójnogu przeprowadzane na zginanie i skręcanie w niebezpiecznym odcinku A-A.

W przypadku braku wzmacniacza maksymalną siłę działającą na sworzeń kulowy od podłużnego drążka kierowniczego oblicza się ze wzoru:

, (13.25)

Gdzie – odległość między środkami głów dwójnogu sterowego.

Naprężenia zginające dwójnogu określa się ze wzoru:

, (13.26)

Gdzie – ramię zginające dwójnóg; A I B– wymiary sekcji dwójnogu.

Naprężenia skrętne dwójnogu określa się ze wzoru:

, (13.27)

Gdzie – Ramię skrętne.

Dopuszczalne naprężenie [
] = 150 ÷200 MPa; [
] = 60 ÷ 80 MPa.

Sworzeń kulowy dwójnogu są przeznaczone do zginania i ścinania w strefie niebezpiecznej B-B oraz do zgniatania pomiędzy drążkami kierowniczymi.

Naprężenia zginające sworznia dwójnogu oblicza się ze wzoru:

, (13.28)

Gdzie mi– zgięcie palca w ramieniu;
– średnica palca w niebezpiecznym odcinku.

Naprężenie ścinające palca określa się ze wzoru:

. (13.29)

Naprężenie zgniatające sworznia oblicza się ze wzoru:

, (13.30)

Gdzie – średnica główki kulistej palca.

Dopuszczalne naprężenia – [
] = 300 ÷400 MPa; [
] = 25 ÷35 MPa; [
] = 25 ÷ 35 MPa.

Obliczanie sworzni kulowych drążków kierowniczych wzdłużnych i poprzecznych przeprowadza się analogicznie do obliczenia sworznia kulowego dwójnogu sterującego, biorąc pod uwagę aktualne obciążenia każdego sworznia.

Drążek kierowniczy wzdłużny Obliczane są dla ściskania i zginania wzdłużnego.

N Naprężenie ściskające określa się według wzoru:

, (13.31)

Gdzie
– pole przekroju poprzecznego pręta.

Podczas zginania wzdłużnego w pręcie powstają naprężenia krytyczne, które oblicza się ze wzoru:

, (13.32)

Gdzie –moduł sprężystości I rodzaju; J– moment bezwładności przekroju rurowego; – długość ciągu w środkach sworzni kulowych.

Margines stabilności trakcji można wyznaczyć ze wzoru:

. (13.33)

Margines stabilności trakcji powinien wynosić –
=1,5 ÷2,5.

Drążek kierowniczy obciążony siłą:

, (13.34)

Gdzie
I – aktywne długości odpowiednio wahacza i zwrotnicy.

Ściągi poprzeczne przystosowane są do ściskania i zginania wzdłużnego w taki sam sposób, jak ściągacze wzdłużne.

Dźwignia obrotowa liczyć na zginanie i skręcanie.

. (13.35)

. (13.36)

Dopuszczalne naprężenia – [
] = 150 ÷ ​​​​200 MPa; [
] = 60 ÷ 80 MPa.

Ramiona zwrotnic liczmy także na zginanie i skręcanie.

Naprężenia zginające określa się według wzoru:

. (13.37)

Naprężenia skręcające oblicza się ze wzoru:

. (13.38)

Zatem w przypadku braku wzmacniacza obliczenia wytrzymałości części układu kierowniczego opierają się na maksymalnej sile działającej na kierownicę. W obecności wzmacniacza elementy układu kierowniczego znajdujące się pomiędzy wzmacniaczem a kierowanymi kołami również obciążone są siłą wytworzoną przez wzmacniacz, co należy uwzględnić przy wykonywaniu obliczeń.

Obliczanie wzmacniacza zwykle obejmuje następujące kroki:

wybór rodzaju i układu wzmacniacza;

obliczenia statyczne - określenie sił i przemieszczeń, wymiarów cylindra hydraulicznego i urządzenia rozdzielającego, sprężyn centrujących i powierzchni komór reakcyjnych;

obliczenia dynamiczne - wyznaczanie czasu załączenia wzmacniacza, analiza oscylacji i stabilności wzmacniacza;

obliczenia hydrauliczne - określenie wydajności pomp, średnic rurociągów itp.

Jako obciążenia sterujące działające na elementy układu kierowniczego możemy przyjąć obciążenia powstające w przypadku natrafienia kół kierowanych na nierówności drogi, a także obciążenia powstające w napędzie kierowniczym np. podczas hamowania na skutek nierównych sił hamowania na kołach kierowanych lub przy pękaniu opony jednego z kół kierowanych.

Te dodatkowe obliczenia pozwalają nam pełniej ocenić właściwości wytrzymałościowe części układu kierowniczego.