• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Курсовой по рулевому управлению

  • Добавлен: 10.04.2015
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовая работа по рлевому управлению, вместе с подбором аналогов и расчетом рулевого управления

Состав проекта

icon rulevoe_ildar-31.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon rulevoe_ildar-31.doc

HTTP:XN--D1AIGTGR.XN--P1AI?P=5602
Анализ конструкций автомобилей-прототипов
Анализ существующих конструкций рулевых управлений автомобилей
Конструирование и расчет узла
2 Кинематический расчёт рулевого управления
3 Силовой расчёт рулевого управления
4 Определение параметров гидроусилителя
5 Выбор размеров деталей и расчёты на прочность
Испытания проектируемого узла
Рулевое управление - это совокупность устройств обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на управляемое колесо. Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода. Для облегчения поворота управляемых колес в рулевой механизм или привод может встраиваться усилитель. Рулевой механизм предназначен для передачи усилия от водителя к рулевому приводу и для увеличения крутящего момента приложенного к рулевому колесу. Он состоит из рулевого колеса вала и редуктора. Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма к управляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения между углами их поворота. На автомобилях обычно применяется механический рулевой привод состоящий из системы рычагов и тяг с шарнирами: сошки продольной тяги рычага поворотной цапфы поперечной тяги и поперечных рычагов.
Водитель изменяет направление движения автомобиля поворачивая колеса которые принято называть управляемыми. Управляемыми могут быть передние и задние колеса или те и другие вместе. Основным недостатком автомобиля с задними управляемыми колесами по сравнению с автомобилем имеющим передние управляемые колеса при прочих равных условиях поворота является то что отъехать от борта тротуара или стены он может только задним ходом или при очень большом радиусе поворота; кроме того передняя часть автомобиля при повороте медленнее отклоняется от первоначального направления чем в случае передних управляемых колес. Если все колеса управляемые то радиус поворота получается минимальным что особенно важно при ограниченных углах поворота колес. Однако автомобилю со всеми управляемыми колесами свойственны недостатки автомобиля с задними управляемыми колесами но в несколько меньшей степени поскольку управляемыми являются также и передние колеса.
Одним из важнейших элементов устойчивости автомобиля является его управляемость т. е. качество обеспечивающее движение в направлении заданном водителем. Управляемые колеса повернутые из нейтрального положения соответствующего прямолинейному движению автомобиля на угол И будут катиться в плоскости своего вращения а не скользить вбок или буксовать пока боковая реакция на каждом из них не будет меньше соответствующего значения.
Водитель как легкового так и грузового автомобиля должен выбрать угол поворота рулевого колеса так чтобы отклонения автомобиля от заданного направления движения было или оставалось минимальным. Однако между выполняемым при этом поворотом рулевого колеса и требуемым изменением направления движения однозначная функциональная взаимосвязь отсутствует так как цепочка «поворот рулевого колеса - изменение угла поворота управляемых колес - формирование боковых сил - изменение направления движения» нелинейно вследствие ограниченной жесткости элементов рулевого управления. Поэтому во время езды взаимосвязь между углом поворота рулевого колеса и вызванным им изменением направления движения постоянно изменяется. В результате водитель должен перерабатывать большой объем информации которая выходит за рамки что визуальной. Сюда следует также отнести например вынужденный наклон водителя под воздействием поперечного ускорения и стабилизирующий момент на рулевом колесе ощущаемый водителем.
Задачей рулевого управления является более однозначное преобразование угла поворота рулевого колеса в угол поворота колес и передача водителю через рулевое колесо информации о состоянии движения автомобиля.
Грузовой автомобиль – самосвал КамАз 65115
Рисунок 1.2 – Внешний вид автомобиля КамАз 65115
Таблица 1.2 – Техническая характеристика автомобиля КамАз 65115
Полная масса авто кг
Полная масса автопоезда кг
Допустимая нагрузка на переднюю ось кг
Допустимая нагрузка на заднюю ось кг
Масса снаряженного авто кг
Максимальная скорость (кмч)
рессоры со стабилизатором и гидравлическим амортизатором
CUMMINS 6ISBe 285 (Евро-3)
Мощность двигателя кВт
Максимальный крутящий момент Нм
Анализ существующих авто аналогов
Грузовой автомобиль – седельный тягач МАЗ-6430В9-1420-010
Рисунок 1.1– Внешний вид автомобиля МАЗ-6430В9-1420-010
Таблица 1.1 – Техническая характеристика автомобиля МАЗ-6430В9-1420-010
многолистовая со стабилизатором
Грузовой автомобиль – самосвал КрАЗ C18.0 Горняк
Рисунок 1.3 – Внешний вид автомобиля КрАЗ С18.0 Горняк
Таблица 1.3 – Техническая характеристика автомобиля КрАЗ С18.0 Горняк
Рессорная с амортизаторами
Грузовой автомобиль –ЗиЛ-6309Н0бортовой
Рисунок 1.4 – Внешний вид автомобиля ЗиЛ-6309Н0
Таблица 1.4 – Техническая характеристика автомобиля ЗиЛ-6309Н0
Грузовой автомобиль – седельный тягач МАЗ-MAN 642368
Рисунок 1.5 – Внешний вид автомобиля МАЗ-MAN 642368
Таблица 1.5 – Техническая характеристика автомобиля МАЗ-MAN 642368
Рессорная пневмотическая
Анализ существующих рулевых механизмов
Рулевой механизм включает в себя:
-рулевую пару (иногда называют рулевой передачей) разме-
-рулевой вал рулевую колонку и рулевое колесо.
Рулевые механизмы классифицируются по виду рулевой пары:
-шестерённый (редукторный реечный);
-червячный (секторный роликовый);
-винтовой (винторычажный винтореечный).
1 Шестеренные рулевые механизмы.
Их выполняют в виде редуктора из зубчатых колес (применяется редко) или в виде пары из шестерни 2 и рейки 3 (рис. 2.1).
Реечные рулевые механизмы получают все более широкое применение на легковых автомобилях малого (ВАЗ-2108 ЗАЗ-1102 и ВАЗ-1111) среднего и даже большого классов. Достоинствами реечных рулевых механизмов являются простота и компактность конструкции обеспечивающие им наименьшую стоимость по сравнению с рулевыми механизмами других типов высокий КПД (рм рм =09 095). С
Рисунок 2.1 –Реечный рулевой механизм:
а — конструкция; б — характеристика переменного передаточного числа; в — схема для определения передаточного числа рулевого управления; 1— рулевой вал; 2— шестерня; 3— рейка; 4— упор.
2 Червячные рулевые механизмы.
Такие механизмы применяют как на легковых так и на грузовых автомобилях и автобусах. Наибольшее распространение получили червячно-роликовые рулевые механизмы (ВАЗ моделей 2105 21062107 «Москвич-2140» ГАЗ-3102 ГАЗ-53А УАЗ и др.). Рулевые пары состоят из глобоидного червяка и двух- или трехгребневого ролика. В редких случаях для автомобилей особо малого класса применяют одногребневой ролик. Упрощенная схема червячно-роликовой рулевой пары показана на рис. 2.2 а. Глобоидный червяк предназначен для увеличения рабочего угла (угла определяемого зацеплением рулевой пары) поворота вала сошки.
Рисунок 2.2 –– Червячно-роликовый рулевой механизм:
а - схема; б — конструкция; 1— вал сошки; 2 -трехгребневый ролик; 3 —глобоидный червяк; 4 –– сошка.
Червяк устанавливают на радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипниках а ролик — на шариковых или игольчатых подшипниках в пазу вала сошки. Иногда и в опорах вала сошки используют подшипники качения. Все это обеспечивает таким механизмам сравнительно высокий КПД:
Пример конструкции рулевого механизма с червячно-роликовой парой показан на рис. 2.2 б. Этот механизм устанавливаемый на автомобиле ГАЗ-3102 имеет как все механизмы такого типа две регулировки: осевого зазора при помощи прокладок под передней крышкой и зацепления при помощи регулировочного винта перемещающего вал сошки вместе с роликом начальное смещение оси которого относительно оси червяка составляет 6 65 мм. Для обеспечения хорошего
контакта ролика с червяком ось ролика расположена не перпендикулярно оси вала сошки а имеет наклон угол которого близок среднему углу наклона витков червяка.
На некоторых грузовых автомобилях «Урал-4320» (рис. 2.3) устанавливают червячно-спироидные рулевые механизмы с боковым сектором. В рулевой паре этого типа обеспечивается достаточно малое давление на зубья при передаче больших усилий.
Наличие трения скольжения в паре обусловливает сравнительно низкий КПД этого рулевого механизма (рм=065 075; рм=055 06). Здесь рулевой вал с червяком установлен на цилиндрических роликовых подшипниках допускающих некоторое осевое перемещение в пределах перемещения закрепленного на нем золотника гидроусилителя. Вал сошки выполненный как одно целое с боковым
сектором установлен на игольчатых подшипниках. Зазор в зацеплении червяка с зубчатым сектором переменный наименьший в среднем положении сектора что достигается нарезкой зубьев сектора специальной формы.
Зацепление регулируют изменяя толщину прокладок под крышкой имеющей выступ упирающийся в торец сектора.
Рисунок 2.3 –– Червячно-секторный рулевой механизм:
— червяк; 2— боковой сектор; 3 — рулевой вал; 4— распределитель усилителя.
3 Винтовые рулевые механизмы.
Эти механизмы могут иметь различное конструктивное исполнение: винторычажные («винт— гайка—рычаг» «качающийся винт и гайка» «винт и качающаяся гайка») и винтореечные.
Винторычажные рулевые механизмы в настоящее время применяются редко так как имеют низкий КПД и компенсировать износ регулировкой невозможно. Широко применяются на автомобилях всех типов (ЗИЛ КамАЗ МАЗ БелАЗ КАЗ «Магирус» и др.) винтореечные рулевые механизмы включающие в себя винт 1 шариковую гайку-рейку 2 и сектор 3 выполненный за одно целое с валом сошки (рис. 2.4 а).
Рисунок 2.4 Винтореечный рулевой механизм
Беззазорное зацепление в среднем положении этого механизма
осуществляется при помощи следующих мероприятий:
-профиль канавок винта и гайки эллиптический образованный двумя дугами несколько большего радиуса чем радиус шарика что дает возможность шарику соприкасаться с профилем канавки в двух точках канавки винта и в двух точках канавки гайки. Винты гайки и шарики рассортировывают на несколько групп с последующей селективной сборкой;
-зубья сектора (рис. 5 б) нарезают из центра смещенного относительно оси вала сошки (Δг~05 мм) это позволяет устранять зазор после износа не опасаясь заклинивания в крайних положениях где зуб сектора имеет меньшую толщину чем в середине сектора.
Зазор в зацеплении сектора и рейки переменный. Регулируют зацепление винтом перемещающим вал сошки вместе с сектором зубья которого нарезаны под углом к валу сошки.
Снаряженная масса автомобиля: 10170кг;
Полная масса автомобиля: 22000 кг;
База автомобиля 3850 мм;
Наименьший радиус поворота автомобиля 115 м.
Кинематический расчёт заключается в определении углов поворота управляемых колёс нахождении передаточных чисел рулевого механизма привода и управления в целом.
Для того чтобы управляемые жесткие колёса катились при повороте без проскальзывания их мгновенный центр поворота должен лежать на пересечении осей вращения всех колёс (рисунок 3.22). Наружный и внутренний углы поворота колёс связаны зависимостью [25]
где L – база автомобиля м. L = 3850 м.
В – расстояние между точками пересечения осей шкворней с опорной поверхностью м. В = 1890 м.
Рисунок 3.1 – Кинематика поворота жестких колес с одним управляемым мостом
При заданном наименьшем радиусе поворота = 115 м (по оси следа наружного колеса)
Общее кинематическое передаточное число рулевого управления определяемое передаточными числами механизма Uр.м. и привода Uпр. равно отношению полного угла поворота рулевого колеса к углу поворота колёс от упора до упора. Для грузовых автомобилей Uр.м = 20 25 Uпр = 08 2 [8].
где = 1250° (35 оборота) [5].
Механический КПД винтового механизма в прямом направлении определяется по формуле
где - угол подъёма винтовой линии; = 15° [13]
- угол трения; = 3° [13].
Механический КПД винтового механизма в обратном направлении определяется из зависимости
Передаточное число рулевого механизма определяется по формуле
где - радиус начальной окружности сектора м; = 0066 м;
- шаг винтового канала м. = 00188 м.
В результате поворота рулевого колеса на угол гайка с поршнем переместятся на расстояние p' [13]. Это расстояние можно определить по формуле
где p – шаг винтового канала образованного канавками винта и гайки м. p = 0015 м.
= 1080° (3 оборота) [5].
Передаточное число передачи «винт - гайка»
где - угол на который повернётся сошка [13];
где плечо сошки рулевого привода м. = 029 м.
Передаточное число рулевого привода
Uпр= Uр.у. Uр.м;(3.11)
Uпр= 22. 20944 = 088.
В силовом расчёте определяются усилия: необходимое для поворота колёс на месте; развиваемое цилиндром усилителя; на рулевом колесе; на отдельных деталях рулевого управления.
Наибольшего значения усилие на рулевом колесе достигает при повороте автомобиля стоящего на сухом асфальтобетонном покрытии. В движении это усилие значительно снижается (до двух раз).
Сила FR необходимая для поворота управляемых колёс стоящего на горизонтальной поверхности автомобиля находится исходя из суммарного момента MС на цапфах управляемых колёс [5]:
MС = Mf + Mφ + M + Mγ = Mf + Mφ +(3.12)
где Mf – момент сопротивления перекатыванию управляемых колёс при их повороте вокруг шкворней Н·м;
где G1 – нагрузка приходящаяся на управляемый (передний) мост Н;
G1= 5200·10 = 52000 Н.
f – коэффициент сопротивления перекатыванию колеса [5]; f 0018;
rf – радиус обкатки колеса вокруг оси шкворня м.
rст – статический радиус колеса м; rст = 043 м;
λ - угол развала колеса [8]; λ = 1°;
- угол наклона шкворня в боковом направлении [8]; = 4°;
Mφ – момент сопротивления деформации шин и трения в контакте с опорной поверхностью вследствие проскальзывания шины Н·м.
где - плечо силы трения скольжения относительно центра отпечатка шины [5] м;
r – свободный радиус колеса м; r = 0508 м;
φ – коэффициент сцепления колёс с опорной поверхностью; φ 08 [5].
M Mγ – моменты обусловленные поперечным и продольным наклонами шкворней Н·м (см. рисунок 3.23):
где - угол наклона шкворня назад [8] = 2°30';
Подставляя полученные в формулах (3.13 3.15 319) значения в формулу (3.12) получим:
MС = 114772 + 5920 + 545758 = 6580 Н·м.
Рисунок 3.2 – К расчету момента сопротивления повороту колеса
Момент на рулевом колесе Н·м:
Мр.к.= Рр.к.расч·Rр.к(3.20)
где Рр.к.расч – расчётное усилие на рулевом колесе [5] Н; Рр.к.расч = 686 Н;
Rр.к. – радиус рулевого колеса м; Rр.к.= 0255 м;
Диаметр рулевого колеса по отраслевой нормали след. Ряд диаметров:
КПД р.у. для одной управляемой оси 07 085
(Проектирование полноприводных коелсных машин том 3 под редакцией А.А. Полунгяна)
Раймпель Й – Шасси автомобиля:Рулевое управление
Чайковский И.П. Саломатин П.А. Рулевые управления автомобилей.
Мр.к.= 686·0255.= 17493 Н·м.
Силовое передаточное отношение
Усилие на рулевом колесе для поворота на месте Н:
где - КПД привода; = 088.
Допустимое значение [Fр] = 250 Н. Следовательно необходима установка усилителя рулевого управления [5].
Усилитель позволяет осуществить поворот на месте без значительного усилия на рулевом колесе. Гидравлический расчёт выполняется для определения основных характеристик и размеров элементов гидроусилителя.
Сила цилиндра гидроусилителя
где – плечо силы FЦ м [5]; = 02 м.
Uр.п. = 088 – передаточное число рычагов расположенных между цилиндром гидроусилителя и управляемыми колёсами;
Диаметр поршня силового цилиндра определяется из силового расчёта по усилию FЦ и по максимальному давлению в гидросистеме.
где DЦ – диаметр силового цилиндра м;
dш – диаметр штока поршня м; dш = 0022 м.
Активная площадь поршня цилиндра усилителя м2:
Подача насоса QН должна обеспечивать поворот управляемых колёс автомобиля с большей скоростью чем его может осуществить водитель. Расчётную подачу насоса определяют при давлении жидкости равном 05pmax и частоте вращения коленчатого вала двигателя превышающей его частоту вращения на холостом ходу не более чем на 25%. При меньшей подаче насоса жидкость не будет успевать заполнять освобождающийся объём рабочей полости цилиндра что приводит к резкому увеличению усилия на рулевом колесе. Более того водителю придётся ещё затрачивать энергию на перекачивание жидкости из одной полости цилиндра в другую.
Усилитель считается работоспособным если при вращении рулевого колеса с частотой np = 1 15 с-1 момент на нём не превышает номинального [5].
где Qн – подача насоса м3с;
н = 085 – объёмный КПД лопастного насоса;
Δ = 015 – утечка жидкости в гидравлической системе Δ ≤ 015;
В качестве рабочей жидкости в гидроусилителе рулевого управления рекомендуется использовать масло для гидросистемы автомобиля марки Р (всесезонно) ТУ 38.101179 – 71.
Заменители: масло АУ ОСТ 38.01412 – 86 или ТУ 38.101586 – 75; масло АУп ТУ 38.101719 – 78 (всесезонно). Объём заправляемого масла в бачок насоса рулевого гидроусилителя – 42л [23]
Нагрузки в рулевом управлении обусловлены взаимодействием управляемых колёс с опорной поверхностью. Они достигают наибольших значений при повороте управляемых колёс стоящего на месте автомобиля а также при торможении или наезде на препятствие [5].
5.1 Определение параметров рулевого вала
Напряжение кручения полого вала
где dн – наружный диаметр вала м; dн = 004 м;
dвн – наружный диаметр вала м; dвн = 0038 м.
= 7368·107 что меньше допустимого значения [] = 1·108Па [5];
5.2 Определение параметров шариковинтовой передачи
Шариковинтовая передача отличается от обычной винтовой пары тем что силы передаются от винта на гайку через шарики. Дорожками качения для них служат винтовые канавки выполненные на теле винта и в гайке совместно образующие винтовой канал. При повороте шарики циркулируют в гайке. Через отверстие с одной стороны гайки шарики выкатываются из винтового канала в обводной канал — шарикопровод и по нему а затем через второе отверстие с другой стороны гайки возвращаются в винтовой канал.
Шарикопровод штампуют из листовой стали цианируют и концами вставляют в отверстия просверленные в гайке так чтобы их оси были касательными к оси винтового канала. Винты выполняют однозаходными с постоянным шагом p = 12 18 мм и углом подъема оси винтового канала = 10 15°. Диаметр шариков равен 7 9 мм. Контуры канавок в плоскости перпендикулярной к оси винтового канала делают такими чтобы обеспечивался двух- или четырехточечный контакт шариков с дорожками качения (рисунок 3.24). При четырехточечном контакте осевые зазоры в передаче можно сделать минимальными. Поэтому контур (рисунок 3.24 а) является более перспективным несмотря на сложности в изготовлении [3].
Рисунок 3.3 – Профили канавок винта и гайки
Для изготовления винтов и гаек используют обычно стали 25ХГТ или 20ХН3А (HRC 58 64). Высокая надежность передачи большой срок ее службы малые потери на трение а также практически беззазорное сопряжение винта с гайкой (осевой люфт винта не должен превышать 002 0003 мм) достигаются изготовлением дорожек качения с высокой чистотой и точностью применением стандартных шариков 2-го и 3-го классов точности а также селективной сборкой винтовой пары .
Значение шага винта p определяют по заданному передаточному числу задавшись значением a1. По величине шага выбирают предварительное значение диаметра шарика.
dш= (038÷06)p; (3.28)
dш = 04763·00188 = 7144·10-3 м.
Полученное значение округляют до величины предусмотренной ГОСТ 3722-60 на сортамент шариков поставляемых в виде свободных тел качения. Затем выбирают профиль канавок винта и гайки в нормальном сечении канала (рисунок 3.3). Наиболее распространенным является полукруговой профиль который дает возможность иметь пространство под шариками служащее резервуаром для смазывания и сбора продуктов износа.
Радиус желоба rп у винта и гайки для уменьшения трения должен быть больше радиуса шариков и по аналогии с радиально-упорными подшипниками можно принять rп = (051÷053) dш [3].
Радиус желоба канавки:
Смещение центров профилей канавок относительно центров шариков м:
Средний диаметр винтового канала м:
d0 = 00188(314·tg11º) = 003 м.
Внутренний диаметр канавки винта м:
Внешний диаметр канавки винта м:
Внутренний диаметр канавки гайки м:
Наружный диаметр канавки гайки м:
Минимальное целое число шариков в одном витке:
zш = p(dш sin ) (3.37)
zш = 0018(000714sin11º)=13.
Допускаемая нагрузка действующая на один шарик по нормали к поверхности контакта при которой обеспечивается длительный срок службы винтошариковой передачи — Fш. Ее определяют из условия контактной прочности шарика и винта.
где K = 2 — коэффициент определяемый по графику (рисунок 3.25) в зависимости от отношения приведенных главных кривизн [13]
АВ = 2(dш - 1) rп (dш + 1)r;(3.39)
АВ =2(714-1)·00038((7.14+1)·00105)= 546·10-3;
Рисунок 3.4 – График для определения коэффициента К
Е = 2·105 МПа – модуль упругости [5];
K — допускаемое контактное напряжение которое при твердости контактирующих поверхностей HRC 58 64 изменяется в пределах 2500 3500 МПа [5].
Для достижения благоприятного распределения нагрузки между витками предусматривают 15—25 рабочих витка. Если требуемое число рабочих витков ip > 25 то для сохранения высокого КПД применяют два самостоятельных круга циркуляции с равными числами витков и шариков. По той же причине суммарное число шариков с учетом обводного канала не должно быть более 60.
Радиальный зазор Δ м (рисунок 3.3) не должен превышать 002 — 003 мм. Он может быть определен из следующего соотношения:
Δ = D1 - (2dш + d1);(3.40)
Δ = 0037 - (2·000714+ 0016)= 672·10-3 м.
Осевой и радиальный зазор связаны выражением
где c0 – осевой зазор м.
После компоновки винтореечного рулевого механизма проверяют прочность и жесткость винта.
Винт находится в сложном напряженном состоянии. В его опасном сечении действуют напряжения от растягивающей (сжимающей) силы Foc изгибающий момент Mи крутящий момент:
Mи = Foca1 + (Foc·lоп·tg αк.ш.)4 (3.42)
Тк = Foc(d02)tg [в.л. + arctg f (dш cos αK)]
— угол зацепления = 45°;
— угол контакта шарика с канавками = 45 60°;
f – коэффициент трения качения; f = 0009;
Mи = 4030·024 + (4030·012·tg45 °)4=10881 Нм;
Тк = 4030·(0032)tg [11º + arctg 009·(000714·cos45 º)] = 905 Нм.
5.3 Определение параметров передачи гайка-рейка-сектор
Модуль реечной передачи м:
где коэффициент нагрузки для предварительного расчёта =1;
коэффициент формы зуба для предварительных расчётов = 4;
– допускаемое напряжение изгиба Па.
Из ближайшего значения стандартного ряда выбираем m = 7 мм.
Геометрические параметры рейки: угол наклона зубьев рейки угол профиля зуба рейки .
Высота головки зуба рейки м.
Высота зуба рейки м:
Длина профиля рейки м:
5.6 Геометрические параметры сектора
Угол профиля зуба сектора ;
Начальный диаметр м:
Число зубьев на полной окружности:
Диаметр вершин зубьев сектора м:
Диаметр впадин зубьев сектора м:
Основной диаметр сектора м:
5.7 Расчёт на контактную прочность передачи рейка-сектор
Коэффициент учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс ;
Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления для косозубых колёс:
Угол профиля зуба в окружности вершин:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
5.8 Допускаемое контактное напряжение
Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колёс работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости:
где длительный предел контактной выносливости [10] МПа;
Твёрдость поверхностей 56 65 HRC.
Принимая твёрдость 60 HRC получим:
S коэффициент запаса прочности
S= 13 – при поверхностной упрочнениях;
коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей при R=25 мкм.
коэффициент учитывающий влияние скорости.
Расчётное контактное напряжение:
где m - показатель степени m=6 [10]
Суммарное число циклов:
частота вращения входного вала рулевого механизма;
требуемый ресурс ч. .
Коэффициент долговечности:
71 следовательно условие выполняется.
Расчётное контактное напряжение:
5111735 условие контактной прочности выполняется.
В курсовом проекте был спроектирован система рулевого управления для грузового автомобиля категории N3 полной массой 22 т .
Разработанный гидроусилитель рулевого управления отличается от существующего аналога более высокой точностью и быстротой срабатывания а также лучшими массогабаритными показателями что позволяет устанавливать систему на автобусах грузовых автомобилях и других транспортных средствах аналогичного или низшего классов.
Автомобили: Конструкция конструирование и расчет. Трансмиссия А.И.Гришкевич В.А.Вавуло А.В.Карпов и др. – Мн.: Высш. шк. 1985. – 240 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Том 2 – 5-е издание перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1980 – 559 с.
Гришкевич А.И. «Проектирование трансмиссии автомобилей».
М.: Машиностроение 1984 272 стр.
Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч.В.Д. Мягков М.А. Палей.

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 19 часов 7 минут
up Наверх