Рулевое управление с интегральным рулевым механизмом - диплом

Содержание

Содержание

Введение

1 Информационно-патентный обзор материалов по теме дипломного проекта

2 Обоснование и выбор конструкции проектируемых узлов

3 Выбор основных параметров и расчет проектируемых узлов

3.1 Выбор основных параметров рулевого управления

3.2 Кинематический и силовой расчет рулевого управления

3.3 Статический и гидравлический расчеты гидроусилителя рулевого управления

3.4 Расчет на прочность деталей рулевого управления

3.5 Выбор основных параметров переднего моста

3.6 Расчет на прочность деталей переднего моста

4 Технологическая часть проекта

5 Экономическая часть проекта

6 Охрана труда

Заключение

Список использованных источников

Приложение

Введение

В дипломном проекте разработано рулевое управление с интегральным рулевым механизмом и роторным распределителем гидравлического усилителя, а также балка переднего неведущего моста для городского автобуса типа МАЗ103.

Рулевое управление всех автобусов МАЗ разработано на основе узлов и агрегатов серийных автомобилей МАЗ.

На низкопольных автобусах МАЗ103 и МАЗ103С усилие водителя передается через рулевое колесо, регулируемую по высоте и углу наклона рулевую колонку, верхний карданный вал, угловой редуктор, нижний карданный вал, рулевой механизм со встроенным распределителем усилителя рулевого управления, продольную рулевую тягу, маятниковый рычаг и промежуточную рулевую тягу к правому управляемому колесу. Правое управляемое колесо связано с левым поперечной рулевой тягой.

На автобусах МАЗ104, МАЗ-104С, МАЗ105 и МАЗ152 усилие водителя передается через рулевое колесо, регулируемую по высоте и углу наклона рулевую колонку, верхний карданный вал, угловой редуктор, нижний карданный вал, рулевой механизм со встроенным распределителем усилителя рулевого управления, промежуточную рулевую тягу, маятниковый рычаг и продольную рулевую тягу к левому управляемому колесу. Правое управляемое колесо связано с левым поперечной рулевой тягой.

В обоих случаях силовой цилиндр закреплен одним концом на кузове автобуса, а штоком через наконечник, унифицированный с наконечником рулевых тяг, присоединен к маятниковому рычагу (проект предусматривает создание интегрального рулевого механизма, то есть со совмещенным силовым цилиндром).

Распределитель гидроусилителя руля – золотникового типа (в проекте предусматривается распределитель роторного типа), встроен в рулевой механизм, и служит для управления потоками рабочей жидкости от насоса к полостям силового цилиндра, а также для сообщения между собой полостей силового цилиндра при внезапном прекращении подачи рабочей жидкости от насоса гидроусилителя (это необходимо для возможности управления автобусом только усилием водителя).

Рулевой механизм укомплектован клапаном разгрузки давления в крайних положениях сошки, что увеличивает межремонтный ресурс наконечников рулевых тяг. Клапан связан трубкой разгрузки с напорной магистралью на входе в распределитель. При достижении валом-сектором предельных углов поворота, клапан открывает канал, связанный с напорной магистралью и внутренним объемом рулевого механизма, постоянно сообщающимся со сливом гидросистемы. Детали рулевого механизма смазываются маслом, поступающим из гидросистемы усилителя руля (картер рулевого механизма при этом заполняется полностью).

На всех автобусах применены унифицированные с автомобилями МАЗ6422 наконечники рулевых тяг. Наконечники дополнительной и поперечной рулевых тяг имеют правую и левую резьбу для возможности регулировки длины без снятия наконечников. Наконечники на тягах фиксируются стяжными болтами

Наконечник рулевой тяги состоит из корпуса, в котором установлен между сухарями и шаровой палец. Сухари прижимаются к сферической головке пальца пружиной. Предварительное сжатие пружины производится при затягивании пробки. Пробка после регулировки стопорится крышкой при затягивании болтов. Со стороны конусной части пальца шарнир герметизируется уплотнителем. Для смазки шарнира в корпус наконечника ввернута масленка.

В зависимости от устанавливаемого на автобус двигателя возможны различные комплектации насосов гидроусилителя рулевого управления.

На двигатели ЯМЗ устанавливаются насосы НШ32 с ременным приводом от коленчатого вала, полностью аналогичным применяемому на автомобилях МАЗ.

На двигатели «RENAULT» устанавливаются насосы НШ32 с ременным приводом от коленчатого вала двигателя. Установка насоса отличается от применяемой на двигателях ЯМЗ всасывающим патрубком с трубкой разгрузки.

Двигатели ММЗ могут комплектоваться либо насосами НШ32 левого вращения, либо насосами 30А25х136U1 производства фирмы “Гидравлика БМ” (Болгария) с приводом от блока шестерен двигателя через разгрузочную муфту.

Двигатели «MERSEDESBENZ» на всех моделях автобусов и двигатель «RENAULT» на автобусе МАЗ105 укомплектованы насосами установленными при сборке двигателя. В этом случае клапан расхода и давления расположен на кронштейне каркаса автобуса.

Все насосы укомплектованы клапанами ограничения расхода и давления, применяемыми на автомобилях МАЗ.

В зависимости от двигателя, пространственное положение клапанов ограничения расхода и давления, положение всасывающего патрубка с трубкой разгрузки, а также его форма, могут быть различными.

На двигателях с ременным приводом насоса он устанавливается на подвижной опоре, которая может поворачиваться на оси неподвижной опоры, закрепленной на двигателе. В подвижной опоре установлены закрытые шариковые подшипники, на которые установлен шкив. Шкив зафиксирован на опоре стопорным кольцом. В шлицевое отверстие шкива вставлен вал насоса, насос закреплен на подвижной опоре четырьмя гайками. На насосе закреплен клапан ограничения расхода и давления и всасывающий патрубок с трубкой разгрузки.

Информационно-патентный обзор материалов по теме

дипломного проекта

Рулевое управление — это совокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на рулевое колесо. Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода (рис.1.1). Для облегчения поворота 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 1, вала 9 и редуктора 8. Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма (редуктора 8) к управляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения между углами их поворота.

На автомобилях применяется обычно механический рулевой привод, состоящий из системы рычагов и тяг с шарнирами: сошки 7, продольной тяги 6, рычага 5 поворотной цапфы 4, поперечной тяги 3 и поворотных рычагов 2. Рычаги 2 и поперечная тяга 3 вместе с балкой моста образуют рулевую трапецию.

Конструкция рулевого управления должна обеспечивать:

1) легкость управления, оцениваемую усилием на рулевом колесе. Для легковых автомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50...100 Н, а с усилителем- 10...20 H. Для грузовых автомобилей усилие на рулевом колесе регламентируется ГОСТ 21398—75 и при переходе от прямолинейного движения к движению по окружности радиусом 12 м при скорости 10 км/ч на горизонтальном участке с сухим твердым покрытием не должно превышать: 250 Н — для рулевого управления без усилителя на пути не более 17 м; 120 Н — для рулевого управления с усилителем на пути не более Нм; 500 Н — в случае прекращения действия усилителя п.ч пути не более 17м;

2) качение управляемых колес с минимальными боковым уводом и скольжением при повороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускорению изнашивания шин и снижению устойчивости автомобиля при движении;

3) стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращение в положение, соответствующее прямолинейному движению, при отпущенном рулевом колесе;

4) предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемых колес на препятствия;

5) минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворота рулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности в положении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ 21398—75 этот зазор не должен превышать 15° при наличии усилителя и 5° — без усилителя рулевого управления;

6) отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля в любых условиях и на любых режимах движения.

Рулевые механизмы

С помощью рулевых механизмов увеличивается крутящий момент, создаваемый водителем на рулевом колесе. Это увеличение пропорционально кинематическому передаточному числу рулевого механизма Uм равному частному от деления произвольно малого угла поворота входного вала dα на соответствующий угол поворота вала сошки dφ:

UM=dα/dφ.

Передаточное число может быть постоянным или переменным и зависит от конструкции рулевого механизма. Хотя рулевые механизмы с переменным передаточным числом не сложнее, чем с постоянным, однако менее технологичны и поэтому дороже в производстве.

Для рулевых управлений с усилителем особых требований к характеру изменения передаточного числа не предъявляется, и оно обычно постоянно. При отсутствии усилителя считают, что при углах поворота рулевого колеса от его нейтрального положения в пределах ±90° передаточное число должно быть увеличено для повышения точности управления автомобилем и снижения усилия на рулевом колесе. Это связано с тем, что в основном углы поворота рулевого колеса находятся в этом диапазоне. При других углах поворота рулевого колеса для обеспечения повышенной скорости поворота автомобиля желательно уменьшать передаточное число. Средние передаточные числа рулевых механизмов легковых автомобилей Uм = 16... 19, грузовых — Uм = 20,5...23,5.

Рулевой механизм должен:

1) быть обратимым, чтобы не препятствовать стабилизации управляемых колес;

2) иметь высокий КПД для облегчения управления. При этом целесообразно иметь КПД в прямом направлении (от рулевого вала к валу сошки) не менее 70 % при моменте на валу сошки, составляющем 20 % от максимального, и несколько меньший в обратном направлении КПД.

3) иметь минимальное число регулировок;

4) обеспечивать минимальный зазор в среднем положении вала сошки, соответствующем прямолинейному движению автомобиля. В этом положении рабочие поверхности деталей рулевого механизма подвержены наиболее интенсивному изнашиванию, т. е. люфт рулевого колеса в среднем положении увеличивается быстрее, чем в крайних. Чтобы при регулировке зазоров не происходило заклинивания в крайних положениях, зацепление рулевого механизма выполняется с увеличенным зазором в крайних положениях, что достигается конструктивными и технологическими мероприятиями. В процессе эксплуатации разница в зазорах зацепления в среднем и крайних положениях уменьшается;

5) обеспечивать необходимый характер изменения передаточного числа.

По типу передачи различают следующие рулевые механизмы: червяк— ролик, червяк—шестерня, червяк — сектор, винт — кривошип, винт — рейка — шестерня, шестерня — рейка. В свою очередь они имеют ряд модификаций.

Червячные рулевые механизмы являются одними из наиболее распространенных и имеют следующие разновидности зацепления: цилиндрический червяк — центральный сектор, цилиндрический червяк — боковой сектор, глобоидный червяк — двухгребневый ролик, глобоидный червяк —трехгребневый ролик.

Рулевые механизмы цилиндрический червяк — центральный сектор обладают сравнительно большими габаритами и массой, характеризуются сложностью регулировки, низким КПД. Переменный зазор в зацеплении обеспечивается за счет разных радиусов образующей червяка и начальной окружности сектора. В одноосных тягачах данный рулевой механизм (рис.1.2) служит только для управления работой распределителя и поэтому зацепление мало нагружено. Следствием этого является незначительное изнашивание деталей рулевого механизма и отсутствие необходимости в регулировке зацепления. Передаточное число рулевого механизма постоянно:

которого является сектор рулевого механизма.

В рулевых механизмах цилиндрический червяк — боковой сектор при сравнительно небольших габаритах и массе зацепление также мало нагружено (рис.1.3). Они устанавливались на большегрузных автомобилях КрАЗ и Урал. Основным их недостатком является низкий КПД.

Зубья сектора выполнены спиральными. Линия контакта зубьев в зацеплении при повороте червяка перемещается по всей длине зуба сектора, что приводит к меньшему их изнашиванию по сравнению с другим расположением зубьев. Зацепление чувствительно к изменению расстояния между осями червяка и сектора, поэтому основные детали выполняются с повышенной точностью. Регулировка зацепления сводится к подбору требуемой толщины бронзовой шайбы, устанавливаемой между опорной поверхностью сектора и боковой крышкой картера. При регулировке вал сошки вместе с сектором перемещается в осевом направлении. Осевой зазор в зацеплении при повороте вала сошки из среднего положения в крайнее изменяется от 0,03 до 0,5 мм.

Червяк нарезается с постоянным шагом t, передаточное число данного рулевого механизма:

Рулевые механизмы глобоидный червяк – ролик широко применяются на легковых и грузовых автомобилях, а также автобусах. По сравнению с другими червячными механизмами этот механизм более компактен и имеет более высокий КПД, так как контактирующие поверхности зацепления обкатываются друг по другу, а не скользят, как в рассмотренных выше рулевых механизмах. Данные механизмы выполняются с двух- или трехгребневым роликом. Первый тип (рис.1.4) используют для установки на легковых автомобилях, а второй — в основном на грузовых и автобусах.

Червяк 5 напрессован на вал, установленный в двух радиально-упорных подшипниках, регулируемых прокладками 6, Для обеспечения регулировки зацепления ось 8 ролика 7 смещена на 5...7 мм по отношению к вертикальной оси червяка. Регулировка зацепления осуществляется винтом 4, ввернутым снаружи рулевого механизма в верхнюю крышку картера 3. Головка винта с регулировочной шайбой 2 входит в паз головки вала 1 сошки. Осевой зазор между головкой винта и пазом вала должен быть не более 0,05 мм.

Переменный зазор в зацеплении обеспечивается смещением оси вращения O2 вала сошки на x= 2,5...5 мм относительно центра начальной образующей червяка О1:

∆3=2∆Rtgδ

Для улучшения зацепления ось вращения ролика разворачивают на угол до 7° по отношению к оси вращения червяка. Угол подъема винтовой линии червяка –γ1 выполняют уменьшающимся от центра к периферии (γ1min = 5...10°), что приводят к уменьшению передаточного числа на 5...7 % в крайних положениях вала сошки. Для среднего его положения:

Uм=2πRw/(tZ1),

где RW — радиус начальной окружности червяка; Z1 — число заходов червяка.

Винтовые рулевые механизмы различаются способом преобразования поступательного перемещения гайки в угловое перемещение сошки. Имеются следующие типы винтовых механизмов: винт — гайка — рычаг, качающийся винт —гайка, винт — поворачивающаяся гайка, винт— гайка — рейка —сектор. Такие механизмы устанавливаются как на легковых, так и на грузовых автомобилях. Основу винтовой передачи составляют винт, приводимый во вращение валом рулевого колеса, и гайка, перемещающаяся вдоль винта при его вращении. Во всех разновидностях винтовых рулевых механизмов зазор в винтовой передаче не регулируется и в случае достижения предельного износа винтовая пара заменяется. Рулевые механизмы винт — гайка — рычаг (рис.1.5) имеют переменное передаточное число, увеличивающееся при перемещении гайки из среднего положения в крайнее:

Uм=2πR/(tсos2φ),

где R –расстояние между осями вращения винта и рычага; t –шаг винта;

φ –угол поворота рычага (сошки).

Зазор в зацеплении выполняется постоянным, КПД рулевого механизма низкий из-за трения скольжения между винтом и гайкой и в соединении гайки с рычагом.

Рулевой механизм качающийся винт — гайка (рис.1.6) имеет одну верхнюю опору. При повороте рулевого колеса гайка вместе с кривошипом перемещается по радиусу R. Передаточное число механизма уменьшается при перемещении гайки из среднего положения в крайнее

и зависит от поворота рулевого колеса вправо ( + ) или влево (-):

Uм=(2πR/t)(sin(γ±φ)/sinγ±cosγsinφ)

где γ –угол подъема винтовой линии гайки.

Данный рулевой механизм мало отличается от предыдущего, кроме рулевой колонки, габариты которой несколько больше в связи с тем, что рулевой вал качается. Регулировка осевого зазора рулевого вала отсутствует. Такой рулевой механизм в настоящее время не используется.

Рулевой механизм винт — поворачивающаяся гайка (рис.1.7) обладает небольшими габаритами и массой и может устанавливаться на легковых автомобилях. Зазор между винтом и гайкой не регулируется. Низкий КПД не имеет существенного значения с точки зрения усилия на рулевом колесе при установке механизма на малолитражные легковые автомобили. Этот механизм, как и рассмотренный выше, имеет переменное передаточное число:

Uм=(2πRcosφ/t±(nRsin(φ)/(n2±(Rcosφk)2).

Более совершенен рулевой механизм винт — гайка (шариковая) — рейка — сектор, нашедший широкое применение в грузовых автомобилях. В винтовой паре этих рулевых механизмов имеет место не трение скольжения, а трение качения — между винтом 6 и гайкой 5 размещены 90... 120 шариков диаметром 7...9 мм (рис.1.8, а). Входные и выходные концы нарезки гайки замыкаются двумя направляющими трубками 4, заполненными шариками. В результате получается два замкнутых “ручья”, в которых циркулируют шарики при вращении винта. Поступательное перемещение гайки преобразуется в угловое перемещение сошки с помощью рейки, конструктивно объединенной с гайкой, и вала сектора 1 с закрепленной на нем сошкой.

Высокая работоспособность и малый износ в течение всего срока эксплуатации такого рулевого механизма достигаются конструктивными и технологическими мероприятиями: высокими точностью изготовления, твердостью и чистотой обработки рабочих поверхностей, применением высоколегированных сталей. Соответствующий профиль сопрягаемых деталей обеспечивает пятно контакта шариков на дуге не менее 40...50°. Размеры шариков отличаются по диаметру не более чем на 2 мкм, а зазор в передаче не превышает 0,02...0,03 мм, что достигается селективной сборкой деталей. Для получения беззазорного соединения в среднем положении гайки и снижения обратных ударов глубина нарезки винта может выполняться увеличивающейся от середины к периферии. Например, в рулевом механизме авто-

мобиля МАЗ500 на среднем участке винта длиной 40 мм глубина нарезки на 0,025 мм меньше, чем на крайних участках. Глубина нарезки постепенно увеличивается в обе стороны на длине 55 мм.

Соединение винт—гайка выполняется нерегулируемым, что вполне допустимо вследствие незначительного изнашивания сопрягаемых деталей в процессе эксплуатации. Возможность регулировки зацепления рейка — сектор обеспечивается нарезанием зубьев сектора под углом 6...80 к оси вращения, что обусловливает разную толщину зуба по его длине. Кроме того, ось нарезки зубьев сектора смещают на 0.5...2 мм по отношению к оси вращения вала сектора, в результате чего толщина зубьев постепенно уменьшается от среднего к крайним. Этим достигается необходимое изменение зазора в механизме при повороте рулевого колеса. Регулируется данное зацепление вращением винта 2, сферическая головка которого упирается в шайбу 3. При этом вал 1 сошки смещается влево и зазор в зацеплении уменьшается.

В некоторых конструкциях регулировка зацепления рейка — сектор производится приближением вала сошки к рейке с помощью втулок 7, в которых располагаются подшипники вала (рис.1.8, б). Для этой цели центр окружности, на которой располагаются болты 8 крепления крышек 9 к картеру рулевого механизма, смещен относительно оси вращения вала сошки. Для изменения расстояния между рейкой и сектором достаточно, отвернув болты крепления, повернуть крышки вместе с втулками до очередного совпадения их отверстий с резьбовыми отверстиями в картере и снова завернуть болты. В этом случае не требуется нарезать зубья сектора под углом к оси вращения вала.

Передаточное число механизма постоянно:

Uм=2πRw/(t),

где Rw — радиус начальной окружности зубьев сектора.

В кривошипных рулевых механизмах передача усилия осуществляется с помощью цилиндрического червяка 2 и кривошипа 3 с одним или двумя скользящими или вращающимися пальцами 1, расположенными в винтовой канавке червяка (рис.1.9). В данном механизме передаточное число может быть переменным и зависит от нарезания червяка. Это является достоинством этого типа рулевых механизмов, но из-за присущих им недостатков (сложности изготовления, недостаточной долговечности, низкого КПД) на современных автомобилях они применяются редко.

Рулевые механизмы с шестеренчатой передачей представляют собой конический или цилиндрический редуктор планетарного или непланетарного типа и иногда устанавливаются на машинах специального назначения. Они компактны, долговечны, имеют высокий КПД и постоянное передаточное число. Шестеренчатые передачи могут применяться в комбинации с другими типами передач для изменения направления передачи усилия от рулевого колеса к управляемым колесам и для преобразования поступательного перемещения гайки в угловое перемещение сошки. В первом случае применяют пару конических шестерен (КамАЗ, МАЗ7310), во втором — используют рассмотренное выше зацепление рейка — сектор.

В рулевом механизме шестерня — рейка (рис.1.10) усилие к колесам передается с помощью прямозубой или косозубой шестерни, установленной в подшипниках, и рейки, перемещающейся в направляющих втулках. Для обеспечения беззазорного зацепления рейка прижимается к шестерне пружинами. Шестерня рулевого механизма соединяется валом с рулевым колесом, а рейка — с двумя поперечными тягами, которые могут крепиться в середине или по концам рейки. Данные механизмы имеют меньшее передаточное число по сравнению с рулевыми механизмами, описанными выше, что дает возможность быстро поворачивать управляемые колеса в требуемое положение. Это обусловило их широкое применение на спортивных и гоночных автомобилях, а также на микро и малолитражных легковых автомобилях. Полный поворот управляемых колес из одного крайнего положения в другое осуществляется за 1,75...2,5 оборота рулевого колеса.

Средние значения прямого (числитель) и обратного (знаменатель) КПД рулевых механизмов различных типов равны: глобоидный червяк — ролик — 0,8/0,7; цилиндрический червяк — сектор — 0,7/0,55; червяк — кривошип с вращающимся пальцем — 0,75/0,65; червяк — кривошип со скользящим пальцем — 0,55/0,32; винт — гайка (скользящая) —0,65/0,25; винт (с шариковой гайкой) — рейка — шестерня — 0,87/0,82.

Для изготовления рулевых механизмов используются черные металлы и цветные сплавы. Рулевые валы изготовляют из сталей 10, 20, 35, 40, 45. Заготовкой служат бесшовные трубы и стальной прокат круглого сечения. Глобоидные червяки отковывают из сталей 35Х, 40Х, 20ХНМ с последующим цианированием на глубину 0,25... 0,5 мм и закалкой до 45...52 HRC3. Ролики отковывают из сталей 12ХНЗА и 20Х2Н4А, их поверхность цементируется и калится до 52...56 HRC3. Червяки и ролики изготовляют также из легированных свинецсодержащих сталей АСЗОХМ и АС40ХГНМ, обладающих повышенной обрабатываемостью резанием. Винты, гайки, рейки, валы сошки отковывают из сталей 25ХГТ, 12Х2Н4А, 20Х2Н4А, 20ХНЗА, ЗОХ, 35Х, ЗОХМ. Их рабочие поверхности цементируют и калят до 56...62 HRCэ. Для изготовления шариков используются стали 25ХГТ, 12Х2Н4А, ШХ9. Материалами для картеров и крышек служат ковкий чугун КЧ 3510, КЧ 3712, стальное литье 08кп, 40л, 45л и цветные сплавы АК9, АЛ4, АЛ9В.

Усилители

Усилители предназначены для снижения усилия на рулевом колесе при его повороте и для повышения "безопасности движения автомобиля, так как цилиндр усилителя помогает водителю удерживать управляемые колеса в заданном положении при действии со стороны дороги неуравновешенных сил, стремящихся повернуть эти колеса в одном направлении. Такие силы появляются при различии сопротивления качению правого и левого колес из-за их попадания на поверхности дороги с различными коэффициентами сопротивления качению (например, одно колесо движется по песку, второе — по асфальту) или в случае прокола одного колеса.

Конструкция усилителя должна удовлетворять ряду требований:

1) обладать следящим действием. Различают кинематическое и силовое слежение. Кинематическое слежение заключается в повороте управляемых колес в соответствии с поворотом рулевого колеса и его направлением. Силовое слежение обеспечивает пропорциональность усилия на рулевом колесе усилию, необходимому для поворота управляемых колес, что способствует более уверенному управлению автомобилем, особенно по скользким дорогам;

2) обеспечивать возможность управления автомобилем в случае выхода, усилителя из строя;

3) не допускать включения усилителя от случайных воздействий со стороны дороги при прямолинейном движении автомобиля;

4) иметь высокую чувствительность, которая оценивается углом поворота рулевого колеса, соответствующим повышению давления в системе до максимального;

5) обладать достаточным запасом динамической устойчивости, который выражается в отсутствии автоколебаний управляемых колес.

В зависимости от вида используемого источника энергии усилители рулевого управления бывают гидравлическими и пневматическими, Они состоят из блока питания, распределителя, исполнительного механизма и соединительных трубопроводов и шлангов. Блок питания включает гидронасос с баком для гидроусилителя или компрессор с ресиверами для пневмоусилителя. В некоторых конструкциях гидроусилителей дополнительно имеются аккумуляторы энергии. С помощью распределителя осуществляется подвод энергии к исполнительному механизму, который представляет собой один или несколько силовых цилиндров. В них энергия сжатого воздуха или жидкости преобразуется в усилие на штоке, передающееся на управляемые колеса автомобиля.

В настоящее время применяются исключительно гидравлические усилители. Поскольку принцип работы гидравлических и пневматических усилителей одинаков, ниже рассмотрены только гидравлические усилители.

Схема рулевого управления с усилителем показана на рис.1.11. При повороте рулевого колеса 13, например вправо, сошка 12 рулевого механизма 14 повернется по часовой стрелке и сместит золотник 9 распределителя 8 назад по отношению к принятому направлению движения автомобиля. В результате жидкость от насоса 2 подается через распределитель в полость А и силовой цилиндр 7 начинает поворачивать управляемые колеса 4 вправо. Полость Б в это время соединяется также через распределитель со сливной магистралью 1.

После прекращения поворота рулевого колеса управляемые колеса вследствие давления рабочей жидкости на поршень цилиндра продолжают поворачиваться вправо. При этом с помощью рычага 5 и тяги 3 корпус распределителя смещается назад и перекрывает поступление жидкости в полость А цилиндра усилителя, в результате чего прекращается поворот управляемых колес. Таким образом, управляемые колеса поворачиваются в соответствии с поворотом рулевого колеса. Кинематическое следящее действие усилителю придает обратная связь (рычаг 5 и тяга 3), которой соединяются управляемые колеса с корпусом распределителя.

Силовое следящее действие достигается введением реактивных элементов: камер или плунжеров. Большинство усилителей, установленных на современных автомобилях, обладает не только кинематическим, но и силовым слежением. На рис.1.11 силовое слежение достигнуто с помощью реактивных камер 6 и 10, в которые через калиброванные отверстия поступает жидкость из нагнетательной магистрали и воздействует на правый или левый торец золотника 9 в зависимости от направления поворота автомобиля. В результате усилие, необходимое для смещения золотника, оказывается зависящим от давления в нагнетательной магистрали 11, которое в свою очередь определяется моментом сопротивления повороту управляемых колес. С его увеличением повышается давление в цилиндре и в реактивной камере распределителя, препятствующее смещению золотника и способствующее его установке в нейтральное положение.

Инерция управляемых колес при неудачно выбранных параметрах усилителя может привести к дальнейшему смещению корпуса распределителя относительно

1 –распределитель; 2 –силовой цилиндр; 3 –рулевой механизм.

золотника (переходу через нейтральное положение). В этом случае нагнетательная магистраль соединится с полостью Б цилиндра и начнется поворот колес в обратном направлении, т. е. при определенных условиях возможно появление автоколебаний управляемых колес. Наличие реактивных элементов в распределителе уменьшает вероятность появления таких колебаний.

В зависимости от относительного расположения элементов различают четыре схемы компоновки усилителей (рис.1.12). Во всех этих схемах источник энергии (насос) располагается отдельно от остальных элементов усилителя.

При расположении распределителя и цилиндра в одном блоке с рулевым механизмом (рис.1.12, а) конструкция носит название гидроруля. Ее достоинства заключаются в компактности, минимальном числе шлангов и трубопроводов, малой склонности системы к автоколебаниям из-за высокой жесткости гидравлических магистралей, связывающих распределитель с силовым цилиндром. Однако в такой конструкции весь рулевой привод от сошки до управляемых колес нагружается дополнительным усилием, приложенным со стороны цилиндра к валу сошки. Это приводит к необходимости увеличения размеров и массы привода. Гидроруль имеет большие габаритные размеры, что затрудняет его компоновку на автомобиле.

Кроме того, гидрорули неудобны с точки зрения унификации элементов рулевого управления. Тем не менее гидрорули получили широкое распространение на легковых и грузовых автомобилях, а также на автобусах.

Компоновка усилителя (рис.1.12, б) характеризуется размещением распределителя в одном блоке с рулевым механизмом и автономным расположением цилиндра. Это позволяет устанавливать цилиндр в непосредственной близости от управляемых колес. Достоинства усилителя с данной схемой заключаются в малой нагруженности привода, легкости компоновки усилителя в рулевом приводе, малой склонности к автоколебаниям. Расположенный у колес цилиндр воспринимает удары со стороны дороги, предохраняя рулевой механизм от перегрузок. При использовании данной схемы усилителя длина шлангов несколько увеличивается по сравнению с предыдущей.

По схеме, приведенной на рис. 1.12, в, рулевой механизм устанавливается автономно, а распределитель и силовой цилиндр вместе. В этом случае цилиндр нужно располагать в строгом соответствии с расположением рулевого механизма, так как шаровой палец сошки должен управлять работой распределителя. Усилители, выполненные по данной схеме, имеют малую склонность к автоколебаниям. Длина трубопроводов по сравнению с предыдущей конструкцией увеличивается незначительно.

Схема рулевого управления с автономным расположением рулевого механизма, распределителя и силового цилиндра (рис. 1.12, г) является наиболее гибкой с точки зрения компоновки и унификации элементов. Однако из-за повышенной склонности к автоколебаниям, увеличенного числа и длины шлангов и трубопроводов применяется сравнительно редко.

Схема компоновки усилителя и его характеристики выбираются в основном в зависимости от нагрузки, приходящейся на управляемые колеса. Кроме того, принимаются во внимание конструктивная и технологическая преемственности.

Характеристика гидроусилителя зависит от конструкции распределителя. Распределители бывают:

1) открытого и закрытого типов, в первом случае ширина кромок золотника меньше ширины соответствующих отверстий в корпусе. В результате при прямолинейном движении автомобиля нагнетательная и сливная магистрали усилителя через распределитель оказываются связанными с рабочими полостями цилиндра. Поскольку насос усилителя работает постоянно, жидкость непрерывно циркулирует через распределитель. В распределителях второго типа в нейтральном положении золотника все магистрали перекрыты. Жидкость к распре-делителю подводится от гидроаккумулятора. Насос усилителя включается периодически и служит для подзарядки гидроаккумулятора. Такая система позволяет использовать насос с меньшей подачей и снизить затраты энергии на его привод;

2) с осевым или угловым перемещением золотника. В настоящее время большее распространение имеют распределители первого типа. Распределители с угловым перемещением золотника отличаются высокой чувствительностью и простотой привода;

3) с реактивными элементами и без них;

4) с самоустанавливающимся золотником или с его центрированием при помощи упругих элементов (пружин, торсиона). В первом случае центрирование осуществляется за счет действия жидкости на реактивные элементы, во втором — при смещении золотника возникает сила со стороны упругих элементов, стремящаяся вернуть золотник в нейтральное положение.

Наибольшее распространение получили распределители трех типов: с реактивными плунжерами и центрирующими предварительно сжатыми пружинами (тип А); с реактивными камерами и самоустанавливающимся золотником (тип Б); без реактивных элементов с центрирующими предварительно сжатыми пружинами (тип В). Наиболее простым является распределитель типа В, обеспечивающий только кинематическое слежение (рис. 1.13). Золотник 2 перемещается относительно гильзы 1 с помощью шарового пальца 4, соединенного с сошкой рулевого механизма. Для этого необходимо преодолеть усилие установленной с предварительным натягом пружины 3. При этом нагнетательная магистраль Н соединяется с одной из полостей силового цилиндра, а сливная С – с другой. При отпускании рулевого колеса пружина возвращает золотник в среднее положение, в котором нагнетательная и сливная магистрали соединены между собой и с рабочими полостями цилиндра. В случае выхода из строя усилителя сохраняется возможность управления автомобилем при значительном увеличении усилия на рулевом колесе. Для снижения гидравлических потерь при неработающем насосе в корпус распределителя встроен шариковый клапан, через который при повороте автомобиля перетекает жидкость из одной полости цилиндра в другую.

Вариант конструкции распределителя типа Б показан на рис. 1.14. Пальцы 5 и 4 крепятся соответственно к сошке и продольной тяге, а корпус 3 — к корпусу цилиндра, шток которого закреплен на левом лонжероне рамы. Палец 5 сошки может смещать золотник 1 в осевом направлении с помощью стакана 2 и тяги 6 на величину зазора S.

Реактивные площади золотника выполняются пропорциональными рабочим площадям силового цилиндра справа и слева от поршня. Вследствие этого золотник при прямолинейном движении автомобиля несколько смещен от среднего положения в сторону реактивной камеры с, меньшей площадью. Это обусловливает равенство сил, действующих на поршень справа и слева при различных давлениях жидкости. Работает данный распределитель в соответствии со схемой, показанной на рис.1.11.

Из-за отсутствия центрирующих упругих элементов усилие, необходимое для смещения золотника относительно среднего положения, незначительно. Вследствие этого распределители типа Б обладают повышенной чувствительностью к случайным воздействиям со стороны дороги, которые могут приводить к самовключению усилителя и вилянию управляемых колес. Этот недостаток устранен в распределителях типа А с реактивными плунжерами и центрирующими предварительно сжатыми пружинами. Несмотря на более сложную конструкцию, они широко используются на автомобилях и им отдается предпочтение при разработке усилителей для перспективных автомобилей. Эти конструкции, как и рассмотренные выше, относятся к распределителям с осевым перемещением.

Для смещения золотника 6 необходимо дополнительно сдвинуть влево плунжеры 3, на которые действуют силы пружин 2 и давление жидкости, стремящиеся вернуть золотник в среднее положение. В остальном работа данного усилителя аналогична работе рассмотренных выше усилителей.

перспективных автомобилей МАЗ.

В распределителе, расположенном в одном корпусе с рулевым механизмом, винт 5, установленный в радиально-упорных роликоподшипниках, не имеет осевого перемещения (рис. 1.16). При повороте рулевого колеса винтовая втулка 3 с закрепленным на ней золотником 2 перемещается в осевом направлении, в результате чего усилитель начинает работать. Смещение золотника определяется угловым зазором в шлицевом соединении вала 4. Для удержания золотника в среднем положении имеется торсион 1, соединяющий вал и винт. В остальном работа данного распределителя принципиально не отличается от рассмотренных выше.

В распределителях типа А обеспечивается равенство давлений в рабочих полостях цилиндра. Поскольку активная площадь поршня со стороны штока меньше, при прямолинейном движении создается небольшая сила, стремящаяся повернуть управляемые колеса в одну сторону.

Момент на рулевом колесе от действия реактивных элементов распределителя в легковых автомобилях может достигать 1/3 момента сопротивления повороту колес. Чтобы сохранить следящее действие по усилию и не допускать чрезмерного усилия на рулевом колесе, в некоторых усилителях вводят устройства, ограничивающие реактивное действие распределителя.

Все рассмотренные выше распределители имеют осевое перемещение золотника. В наиболее распространенных схемах усилителей (рис. 1.12, а, б) привод золотника достаточно сложен, что является существенным недостатком конструкции. Привод существенно упрощается, если использовать золотник не с осевым, а с угловым перемещением (роторный). Такие усилители имеют незначительный гидравлический люфт, так как в этом случае золотник непосредственно соединен с нижним концом рулевого вала. Роторным распределителем трудно придать слежение по усилию, что является их недостатком.

На рис.1.17 показан вариант конструкции роторного распределителя. Золотник 2 имеет четыре длинных продольных паза, соединенных с нагнетательной магистралью, и четыре коротких, соединенных со сливом радиальными отверстиями. При отпущенном рулевом колесе золотник удерживается в среднем положении торсионом 1, соединяющим золотник и винт 4 рулевого механизма. Винт имеет беззазорное соединение с гильзой 3 при помощи пальца 5 и соединение с золотником при помощи торцевых зубьев, допускающих относительное угловое смещение золотника и гильзы до 3°. Таким образом обеспечивается необходимое смещение золотника относительно гильзы для включения усилителя.

При повороте рулевого колеса золотник поворачивается относительно гильзы на угол 3°, закручивая торсион и включая усилитель. При дальнейшем вращении рулевого колеса вместе с золотником вращается гильза относительно корпуса 6. Работа распределителя понятна из рисунка, она принципиально не отличается от работы рассмотренных выше распределителей с осевым перемещением золотника.

Насосы гидроусилителей рулевого управления должны: обеспечивать необходимую подачу, определяемую расчетной скоростью поворота рулевого колеса; иметь малое изменение подачи при различных скоростных режимах работы двигателя; обеспечивать требуемое давление; обладать достаточной долговечностью и безотказностью.

Насосы работают в неблагоприятных условиях с резко изменяющимися скоростными и нагрузочными режимами. Привод насоса осуществляется от двигателя, и характер изменения их скоростных режимов одинаков. Развиваемое насосом давление пропорционально моменту на управляемых колесах. Изменение давления носит случайный характер и зависит не только от поворота управляемых колес, но и от их ударов о неровности дороги при прямолинейном движении автомобиля. Температура рабочей жидкости в бачке гидронасоса может колебаться от + 100 °С летом до — 50 °С зимой. Среда, в которой работает насос, характеризуется повышенной задымленностью и запыленностью. Эти условия работы определяют конструкцию и тип используемых насосов.

Балки управляемых мостов

Эти балки должны обладать необходимыми прочностью и жесткостью. Балки неразрезных передних мостов претерпели сравнительно небольшие конструктивные изменения. Когда выпуск автомобилей был небольшим двутавровые балки передних мостов отливали из стали или ковкого чугуна. На некоторых моделях легковых автомобилей yстанавливались трубчатые неразрезные передние мосты, изготовляемые из хромомолибденовой стали. Однако последние при массовом производстве имели большую стоимость, чем предыдущие.

На автомобилях первого выпуска тормозами оборудовались только задние колеса. Отсутствие тормозов передних колес значительно снижало нагруженность балки переднего моста изгибающим моментом в горизонтальной плоскости. При этом балка переднего места нагружается в основном изгибающим моментом в вертикальной плоскости и в значительно меньшей степени горизонтальной.

Традиционное изготовление балок передних мостов ковкой объясняется их сложной конфигурацией, затрудняющей пpименение другого способа, а также тем, что сопротивление усталости таких балок высокое, что объясняется образованием волокнистой структуры с ориентировкой волокон вдоль оси балки.

С применением тормозов передних колес и повышением их эффективности возросла доля изгибающего в горизонталь плоскости и крутящего моментов, воспринимаемых балками передних мостов. Поэтому двутавровое сечение для этих балок не следует считать оптимальным, поскольку его целесообразно применять для балок, воспринимающих изгибающий момент в основном только в одной плоскости — вертикальной.

Вертикальная стенка двутавра практически не нагружена при изгибе в горизонтальной плоскости, и все нагрузки воспринимаются только горизонтальными полками, площади поперечных сечений которых малы и незначительно удалены от нейтральной линии. Учитывая соотношение изгибающих моментов воспринимаемых балкой в вертикальной и горизонтальной плоскостях при реальных условиях движения, следует признать, что наиболее рациональным поперечным сечением для балки переднего моста является прямоугольное полое сечение с большей стороной в вертикальной плоскости или еще более эффективное разностенное прямоугольное полое сечение с узкими горизонтальными стенками большой толщины. Последнее сечение обеспечивает оптимальное соотношение моментов сопротивления сечения изгибам в вертикальной и горизонтальной плоскостях и достаточно хорошо выдерживает нагрузки при кручении. Однако такие сечения используются в настоящее время только для балок прямолинейной формы (для мостов прицепных звеньев автопоездов). В результате того, что балки передних мостов автмобилей имеют изгибы, их изготовляют с двутавровым поперечным сечением. Исключение составляют сварные балки передних мостов автомобилей большой грузоподъемности, в которых средняя часть балки имеет прямое полое трубчатое сечение, а кованые концы — двутавровое.

Двутавровое сечение балок передних мостов значительно отличается от стандартизованного двутаврового сечения. Современные кованые стальные балки передних мостов являются цельной деталью (рис.1.18). Они имеют площадки 2 для крепления рессор и бобышки 1, в которых сделаны отверстия для установки шкворней.

Части балки между площадками рессор и шкворневыми отверстиями условно назовем наружными, а часть балки между рессорными площадками — средней. Из условий компоновки и для обеспечения необходимых рабочих зазоров между двигателем и балкой (особенно в случае пробоев подвески при выходе из строя ограничителей сжатия) последняя имеет изгибы в наружных частях (автомобиль ГАЗ53), а иногда как в наружных, так и в средней частях (автомобиль МАЗ503).

Формы двутавровых сечений балок передних мостов разнообразны. Наиболее распространенные поперечные сечения показаны на рис.1.18. Горизонтальные поверхности верхней и нижней полок сечения имеют выпуклую форму со скругленными краями. Уклон полки должен быть не менее 7°, чтобы поковка легко отделялась от штампа. Размеры горизонтальных полок и вертикальных стенок, а также радиусы закруглений значительно отличаются от размеров стандартизованных двутавров и для различных балок передних мостов, близких по грузоподъемности, имеют разные значения.

Размеры поперечного сечения балок передних мостов по длине, как правило, не постоянны (см. рис.1.19). Толщина вертикальной стенки сечения по мере приближения к шкворневому отверстию постепенно увеличивается, образуя шкворневую бобышку 1. Верхние горизонтальные полки наружных и средней частей балок плавно сужаются от рессорных площадок до шкворневых бобышек. Рессорные площадки в месте перехода в верхние полки двутаврового сечения средней части балки имеют сравнительно большие радиусы кривизны.

Радиусы кривизны участков перехода от рессорных площадок к горизонтальным полкам наружных и средней частей для разных балок различны (см. рис.1.19). У балок автомобилей, предназначенных для эксплуатации по дорогам с усовершенствованным покрытием, радиусы кривизны делают меньшими, чем у балок автомобилей, предназначенных для эксплуатации по плохим дорогам. Наружные части балок могут иметь местные утолщения и отверстия для крепления амортизаторов. Вблизи шкворневых бобышек делают приливы для упора болтов, ограничивающих максимальные углы поворота колес. Размеры поперечного сечения средней части балки (между рессорными площадками) обычно постоянны.

При ковке необходимо обеспечить скругленные формы двутаврового сечения, повышающие долговечность штампов и облегчающие отделение заготовки от поверхности штампа.

Характерные особенности поперечных сечений балок передних мостов обусловлены стремлением к снижению перераспределения металла при ковке и повышению вследствие этого стойкости штампов. Последним, в частности, объясняется широкое применение балок с поперечным сечением II (рис.1.18). Такие балки установлены на автомобилях «ФордТранзит 900» и др. Плавные переходы в сечении балок передних мостов обусловливают снижение концентраций напряжений. Балки с сечением I имеют лучшие прочностные характеристики, чем балки с сечением III, так как в таком сечении большая масса металла сосредоточена на периферийных участках горизонтальных полок, наиболее удаленных от нейтральных линий при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Однако в балке с сечением III металл перераспределяется меньше, штамповочные уклоны больше, что повышает долговечность штампов.

Некоторые балки двутаврового сечения изготовляют частичной прокаткой. Процесс производства начинается с прокатки болванки прямоугольного сечения до получения балки двутаврового сечения. Затем балке придают необходимую форму, а концы высаживают и штампуют, в закрытых штампах. Прокатка несколько увеличивает прочностные качества балок передних мостов.

Обычно балки изготовляют ковкой. При этом поковки сначала подвергают термообработке для снятия внутренних напряжений, а затем обработке резанием.

Некоторые размеры поперечных сечений балок передних мостов регламентированы ОСТ. Стандарт не распространяется на разрезные балки передних мостов автомобилей, предназначенных для эксплуатации в условиях бездорожья, транспортных .средств мелкосерийного производства, транспортных средств, максимальная скорость которых не превышает 25 км/ч и которые имеют менее четырех колес, если их полная масса не превышает 1 т.

Шкворневые отверстия в балках выполняют двух типов: цилиндрические

(см. рис.1.19, а, б) и конические (см. рис.1.19, в). Первые обеспечивают снижение стоимости изготовления, а вторые позволяют повысить надежность крепления шкворней в балках.

Поверхности под гайки стремянок обычно обрабатывают. Иногда эти поверхности изготавливают без уклонов и не подвергают обработке резанием, что снижает стоимость изготовления балок. Важной характеристикой балки переднего моста является ее жесткость при изгибе в вертикальной плоскости. В настоящее время еще не разработаны достаточно обоснованные требования к жесткости балок передних мостов и не накоплен необходимый статистический материал. При оценке жесткости" балки проектируемого автомобиля ее следует сопоставлять с жесткостью балок аналогичных автомобилей, надежность которых проверена опытом эксплуатации. Поэтому при выборе размеров балки переднего моста и ее материала конструктор должен найти оптимальное решение с учетом условий эксплуатации проектируемого автомобиля и обеспечения при минимальной массе необходимой жесткости балки.

Из опубликованных статистических материалов, характеризующих прочность балки переднего моста, представляет интерес зависимость, приведенная на рис.1.20. При определении моментов сопротивления изгибу полки двутаврового сечения, имеющие штамповочные уклоны, заменялись равновеликими по площади и длине прямоугольниками. При этом положения центров тяжести, принятых при расчете полок, относительно центра тяжести всего сечения сохранялись. Зависимость, представленная на рис.1.20, показывает линейную связь момента сопротивления, сечения балки с осевой нагрузкой. Большинство балок передних мостов изготовляют из углеродистой стали 40, 45, хромистой 30Х, 35Х или хромоникелевой.

При использовании углеродистой стали увеличиваются размеры сечений балки и ее масса, однако обеспечивается необходимая жесткость. Применение хромистых и хромоникелевых сталей позволяет снизить массу балки и повысить ее долговечность, однако при этом возможно некоторое снижение ее жесткости. Так, например, замена стали 45 на сталь 40Х при изготовлении балки переднего моста автомобиля ЗИЛ130 позволяет получить экономию металла 8-9 кг.

Стремление к снижению неподрессоренных масс автомобиля обусловило использование в последнее время алюминиевых сплавов для балок передних мостов грузовых автомобилей и седельных тягачей. Такие кованые алюминиевые балки применяют на некоторых автомобилях с осевой нагрузкой от 47,3 до 54,2 кН, например «Вольво» (Швеция) «ФордSL900» и «Интернейшнл Харвестер» (США). Значительное снижение массы балки (на 45 кг) в этом случае достигается при сохранении высокой прочности и долговечности. В качестве материала для таких балок иcпользуется высокопрочный термообработанный алюминиевый сплав. Предел текучести этого сплава близок к соответствующим значениям предела текучести сталей, применяемых для изготовления балок. Алюминиевые балки также имеют двутавровое поперечное сечение. Для изготовления алюминиевых балок применяют сплавы, содержащие Al, Mg, Si, Сu, Мn. Содержание Si в этих сплавах достигает иногда 1 %, a Mg 3 %.

Поворотные кулаки, шкворни и ступицы колес

Поворотные кулаки, шкворни и ступицы колес передних мостов автомобилей являются одними из наиболее ответственных деталей, к прочности и долговечности, которых предъявляют повышенные требования. Поворотные кулаки (рис.1.21) состоят из цапфы 1, фланца 2, верхней и нижней шкворневых проушин 3 и отверстий А для крепления боковых рычагов трапеции и рулевой тяги (верхнее отверстие есть только у левых поворотных кулаков и служит для крепления рычага продольной рулевой тяги).

Цапфа начинается галтелью 1 от фланца и имеет две цилиндрические поверхности для установки внутренних обойм подшипников, конусную поверхность при переходе от посадочной поверхности внутреннего (большего) подшипника к посадочной поверхности наружного (меньшего) подшипника и заканчивается резьбой.

Конструктивное исполнение фланцев поворотных кулаков различное: фланцы бывают круглые, квадратные и прямоугольные. Круглые фланцы имеют, как правило, шесть или восемь отверстий, а квадратные и прямоугольные — четыре или шесть. Чем больше число резьбовых отверстий для крепления опорных дисков тормозов, тем выше надежность данного соединения. Однако при этом повышается трудоемкость сборки и стоимость изготовления поворотных кулаков, В некоторых зарубежных конструкциях фланцы не имеют резьбовых отверстий, так как опорный диск тормозов прикреплен к фланцу поворотного кулака, образуя неразъемное соединение. Это позволяет несколько снизить трудоемкость изготовления и сборки.

Верхняя и нижняя части фланца поворотного кулака переходят в шкворневые проушины с цилиндрической поверхностью, расположенные под углом к плоскости фланца, что обеспечивает необходимые наклоны шкворня. Отверстия для крепления боковых рычагов трапеции и верхнего рычага продольной рулевой тяги имеют конусную поверхность со шпоночными канавками. Радиусы закруглений в месте перехода от фланца к шкворневым проушинам обеспечивают устранение зон с резким изменением напряжений.

Поворотные кулаки изготовляют ковкой из легированных хромоникелевой или хромистой сталей. В этом случае обеспечивается волокнистая структура материала поворотного кулака, что обусловливает его высокое сопротивление усталости. Поковку обрабатывают на автоматических линиях и затем подвергают термообработке.

Основные усталостные разрушения поворотных кулаков (около 70 %) происходят в зоне галтели на участке перехода от цапфы к фланцу. Превышают предел выносливости этого сопряжения при помощи различных конструктивных и технологических мероприятий. Так, опыт эксплуатации автомобилей ЗИЛ130 и автобусов ЛиАЗ, ЛАЗ и «Икарус», в которых используются поковки поворотных кулаков автомобиля ЗИЛ130, показал недостаточную долговечность (в месте галтели) последних при установке их на автобусах, поскольку в этом случае они несут нагрузки большие, чем на автомобиле ЗИЛ130. Применение накатки галтели повысило предел выносливости этого сопряжения на 50 % и долговечность в 4,3 раза при сохранении тех же размеров поворотного кулака. На автомобилях МАЗ для повышения сопротивления усталости зоны галтели ее радиус увеличили почти вдвое (до 12 мм). Для повышения сопротивления усталости поворотных кулаков этих автомобилей была применена также термообработка поверхности цапфы ТВЧ с глубоким нагревом. Исследования показали, что такая термообработка позволяет увеличить сопротивление усталости поворотных кулаков на 20 % по сравнению с объемной закалкой. При этом поверхностная твердость поворотного кулака достигает НВ 290—320. У поворотных кулаков автомобиля МАЗ500 была увеличена также толщина фланца. Сопротивление усталости поворотных кулаков этих автомобилей обеспечивает их пробег до 400 тыс. км.

В некоторых конструкциях поворотных кулаков (например, автобуса ПАЗ672) наблюдалось напряжение сопротивления усталости шкворневого узла из-за недостаточной толщины перемычки между поверхностью конусного отверстия и посадочным гнездом под упорный подшипник. Сопротивление усталости таких поворотных кулаков было повышено в результате увеличения толщины стенки шкворневого узла в месте соединения с рычагом рулевой трапеции и ликвидации прорезей от инструмента при обработке торцов проушин. При этом целесообразно также применять накатку роликом конусной поверхности поворотного кулака под рычаг рулевой трапеции.

Шкворни, как правило, имеют цилиндрическую форму и изготовляются из различных сталей. Преимуществами цилиндрических шкворней является простота изготовления, высокая надежность крепления вследствие устранения возможности их поворота в балке и малое число деталей крепления.

На некоторых грузовых автомобилях большой грузоподъемности используют ступенчатые шкворни с резьбовой хвостовой частью (рис. 1.22). Такие шкворни устанавливают в конусных гнездах балки при помощи гайки и распорной втулки, которая упирается в верхний торец балки.

В большинстве автомобилей шкворни запрессовываются в шкворневые отверстия балок и стопорятся в них одним или двумя клиновыми штифтами. Для этого шкворни имеют две или четыре лыски, позволяющие в процессе эксплуатации поворачивать их относительно поворотного кулака, так как рабочие поверхности шкворней изнашиваются неравномерно. При повороте шкворня восстанавливаются необходимые в этом сопряжении зазоры без замены деталей.

В некоторых автомобилях (например, «МагирусДейц») не осуществлялось дополнительное клиновое стопорение шкворней, и при эксплуатации автомобилей в тяжелых дорожных условиях наблюдались случаи выпадания шкворней вследствие значительных упругих деформаций балок. В связи с этим возникла необходимость введения в конструкцию шкворня выступающего пояска, значительно усложнившего его изготовление.

Рабочие поверхности шкворней перед шлифованием цементуют на глубину 11,5 мм до твердости HRC 56—63 или подвергают поверхностной закалке ТВЧ на глубину до 2—2,5 мм. Такая термообработка значительно повышает износостойкость шкворня без снижения ее сопротивления усталости в результат те образования вязкой сердцевины в материале шкворня.

В настоящее время применяют хромирование шкворней, что повышает их износостойкость и увеличивает срок службы. Следует отметить, что шкворневое сопряжение (как и наконечники рулевых тяг) в переднем мосту наиболее быстро изнашивается. Это необходимо учитывать особенно при проектировании автомобилей, предназначенных для эксплуатации на плохих дорогах.

При изготовлении шкворней из хромоникелевой стали значительно упрочняют поверхности, которые находятся в контакте с антифрикционными втулками, запрессованными в проушины поворотных кулаков. Для втулок используют стальную ленту, покрытую антифрикционным слоем из свинцовистой или оловянистой бронзы. В некоторых случаях применяют фосфористую бронзу. Для повышения срока службы шкворневого сопряжения используют игольчатые подшипники, а также шкворневые втулки из порошковых материалов, хорошо удерживающие смазочный материал и позволяющие повысить периодичность смазывания сопряжения.

Ступицы колес подразделяют на два основных типа: бесспицевые (или фланцевые — для дисковых колес) и спицевые (для бездисковых колес). Фланцевые ступицы применяют на легковых автомобилях и грузовых малой и средней- грузоподъемности. Фланцевые ступицы 4 (рис.1.22) имеют сложную форму и состоят из подшипниковой части 4 (I) (с подшипниками 2) и фланцевой 4 (II). Фланцевая часть имеет отверстия, в которые запрессовываются шпильки I крепления колес. На внутренней стороне фланцевой части ступиц легковых автомобилей протачивают поясок А, с которым соприкасаются лыски головок шпилек крепления колес. В результате этого предотвращается проворачивание шпилек при затяжке гаек колес. У грузовых автомобилей (рис.1.23, б) шпильки I затягиваются гайками 8 с внутренней стороны фланцевой части ступицы. Фланцевая часть ступиц таких автомобилей имеет утолщение в местах расположения шпилек и ребра жесткости 7, повышающие жесткость соединения фланцевой части с подшипниковой. Для уменьшения нагруженно галтели и ребер жесткости в месте перехода подшипниковой части во фланцевую, а также повышения прочностных показателей ступиц используют следующие конструктивно-технологические мероприятия: увеличивают толщину фланцевой части при отсутствии ребер жесткости; устраняют подрез фланцевой части при обработке резанием; увеличивают радиус галтели (до 3—5 мм), толщину ребер жесткости, радиусы перехода от поверхности ребер к подшипниковой и фланцевой частям ступицы (для снижения концентрации напряжений); контролируют качество литья заготовок ступиц для устранения раковин и рыхлот и качество их обработки резанием.

С наружной стороны подшипниковой части ступиц предусматривают крепление колпачка 5, служащего для удержания смазочного материала в подшипниках 2 и защиты этого узла от попадания грязи. Сальник 3 предотвращает попадание разогретого Смазочного материала из подшипникового узла на детали тормозов. Гайки 6 крепления подшипников в легковых автомобилях стопорится шплинтом, а в грузовых автомобилях - стопорной шайбой с контргайкой или резьбовым зажимом.

Для ступиц колес в настоящее время применяют в основном конические роликоподшипники. Увеличение скоростей движения автомобилей и автопоездов на автомагистралях обусловило пересмотр условий работы подшипников ступиц колес. Некоторые зарубежные фирмы разработали конструкции таких уплотнений,

которые позволяют использовать для этих подшипников жидкий смазочный материал, улучшить условия их работы и повысить, долговечность. При этом подшипники работают в масляной ванне, которая находится между сальником внутреннего подшипника и крышкой из прозрачного пластика. Крышка выполнена без вентиляционного отверстия, в результате чего исключается попадание на подшипники влаги и пыли. Обычно в ступицах наружный подшипник меньше внутреннего. Для повышения надежности этого узла фирма Фрюхауф на цапфах моста полуприцепа, предназначенного для осевой нагрузки 111,1 кН, устанавливает наружный и внутренний подшипники одного типоразмера. Подшипники в этом случае рассчитаны на радиальную нагрузку 196 кН, что на 25 % выше, чем в других мостах аналогичной грузоподъемности.

Ступицы колес мостов автомобилей изготовляют из стальных или чугунных (ковкий чугун КЧ 3712) литых заготовок, обрабатываемых резанием на автоматических линиях. Обработке резанием подвергаются места запрессовки наружных обойм подшипников и сальника, а также фланцевая часть, с которой соприкасаются тормозной барабан и диск колеса. Новой тенденцией является изготовление ступиц легковых автомобилей совместно с подшипниковым узлом. При этом в качестве наружных обойм подшипников используется ступица. Для такой конструкции требуется повышение качества материала ступицы и точности ее обработки, а также термообработка для получения необходимой твердости беговых дорожек тел вращения подшипников. В этом случае при изнашивании беговых дорожек ступицы заменяют вместе с подшипниками. Наряду с некоторым усложнением производства таких ступиц снижается общая трудоемкость изготовления подшипниковых узлов и масса ступицы.

Для мостов прицепных звеньев автопоездов применяют ступицы или специально спроектированные или такие же, как на мостах автомобилей. Создание специальных ступиц целесообразно только при их серийном производстве. При этом на полуприцепах и прицепах с одинарными колесами специалная «прицепная» ступица может быть выполнена более легкой в результате применения колеса, диск которого имеет нулевой и близкий к нулю вылет.

Вылет диска колеса обусловливает значительный момент (от вертикальной реакции), изгибающий дисковую часть ступицы относительно подшипниковой даже при прямолинейном движении. Так, вылет диска колеса у автомобиля ГАЗ53А составляет 13,2 см, а у ЗИЛ130 достигает 16,8 см. Если в автомобилях на передних и задних мостах установлены одинаковые диски, то колеса имеют большой вылет диска (8—17 см), что вызывает необходимость применения на мостах с одинарными колесами не совсем рациональной и более тяжелой конструкции ступицы. Поэтому использование таких ступиц на мостах автомобилей с управляемыми колесами является вынужденным компромиссным решением, которое не всегда целесообразно для одинарных колес прицепных звеньев.

Патентный обзор

Рулевое управление.

Заявка 10159326 Германия, B 62 D 5/06.

Предлагаемое рулевое управление обладает высокой функциональной надежностью. Оно состоит из рулевого колеса, вала с шаровым шарнирным или зубчато-реечным регулированием, зубчато-реечного механизма, рычага и поперечной тяги рулевой трапеции, а также устройства гидравлического управления. Поперечная тяга, выполненная заодно с рейкой механизма, представляет собой двухсторонний гидроцилиндр исполнительного механизма, полости которого соединены с устройством управления.

Такое конструктивное решение оптимизирует функции обеих систем и обеспчивает компактность исполнения. В этой электрогидравлической, электромеханческой или импульсной разомкнутой системе управления, встроенной или являщейся частью тормозной системы источником внешней энергии привода служит гиравлический энергоаккумулятор с регулированием воздействия на исполнительный гидроцилиндр поворота управляемых колес посредством двух обесточено замкнутых и двух обесточено разомкнутых двухходовых пропорциональных электромагнитных клапанов (см. рис.1.24).

Система рулевого управления.

Заявка 10046168 Германия, B 62 D 5/04.

Предлагаемая система опосредованного рулевого управления дорожного транспортного средства обеспечивает ее автоматическое функционирование. С этой целью система оснащена гидравлическим и электрическим усилителями. Передача крутящего момента от рулевого колеса производится разрезным валом рулевой колонки, соединенным муфтой, на шестерню рулевого механизма с зубчатой рейкой, являющегося продолжением цилиндропоршневого гидроусилителя. Масло гидронасосом подается в его полости по маслопроводам, открывающимся и закрывающимся электромагнитным клапаном. В этом режиме гидроусилителя полумуфты разрезного вала притянуты друг к другу магнитом. В режиме электроусилителя полумуфты разомкнуты и передача крутящего момента от рулевого колеса отслеживается верхним электродвигателемактиватором, шестерня которого находится в зацеплении с зубчатым венцом полумуфты. Вращение ротора привода приводит к возбуждению тока индукции в обмотке управления компактного блока, включающего также и второй нижний электродвигатель привода. Его ротор, вращающийся под действием электромагнитной индукции, выполняет функцию электроусилителя (см. рис.1.25).

Распределитель роторного типа.

Заявка 6119803 США, В 62 D 5/10.

Патентуется гидроусилитель с поворотным золотником, который не создает шума при положении рулевого колеса в нейтрали и обеспечивает лучшую реакцию при его повороте из нейтрали. В золотнике имеется пара зазоров, через которые поступает жидкость под давлением. Через другую пару зазоров жидкость поступает в ту или иную полость гидроцилиндра усилителя. Через пару зазоров источник жидкости под давлением соединен со сливом и ещё через пару зазоров та или иная полость гидроцилиндра соединена со сливом. Зазоры каждой пары смещены относительно друг друга на 180°, т.е. они находятся напротив друг друга. При нейтральном положении рулевого колеса величина перекрытия зазоров, через которые жидкость под давлением поступает в ту или иную полость гидроцилиндра больше величины зазоров, через которые указанные полости гидроцилиндра соединяются со сливом. Такое решение позволяет водителю при небольшом повороте рулевого колеса из положения нейтрали лучше чувствовать его реакцию (см. рис.1.26).

Шкворневой узел.

Заявка 93033349 РФ, B 62 D 7/18.

Шкворневой узел, преимущественно механизма поворота колеса транспортного средства, содержащее поворотную цапфу с разнесенными вдоль оси поворота ушками, выполненными в виде клеммовых зажимов с соосными отверстиями в них, несущую деталь с отверстием и шкворень, установленный в отверстиях ушек цапфы и несущей детали, на котором с одной стороны размещен резьбовой элемент, отличающийся тем, что в соосных отверстиях ушек выполнена резьба с возможностью закрепления шкворней по сопрягаемым резьбовым поверхностям, на концах которых выполнен многогранник (см. рис.1.27).

Установка шкворня поворотного кулака.

Заявка 10161207 Германия, В 62 D 7/18.

Предлагается усовершенствованная эффективная необслуживаемая саморегулируемая конструкция узла установки шкворня поворота для переднего ведущего моста и неведущей оси, соединяющего их с управляемыми колесами. В первом случае (рис.1.28, а), вложенные и закрепленные в гнездах шаровой опоры чулков моста шкворни, служат осями вращения поворотных цапф колес. Во втором случае (рис.1.28, б) застопоренный относительно жесткой балки оси единый шкворень является осью вращения поворотного кулака. При этом в сквозных наклонно-вертикальных отверстиях поворотной цапфы и поворотного кулака шкворни/шкворень устанавливается с помощью игольчатых подшипников качения и станкообразных торцевых подшипников скольжения. Последние поджаты к торцам шкворней через сжатую эластичную прокладку резьбовыми герметизирующими пробками – заглушками с приваренными шестигранными головками. Внутрь сопряжения закладывается смазка и вложены сальники.

Управляемая ось автотранспортного средства.

Заявка 10133937 Германия, B 62 D 7/00, B 60 G 7/00.

Предлагаемая управляемая ось отличается от традиционных конструкций уменьшенным относительным перемещением рулевых тяг и поворотного кулака. Горячештампованная жесткая балка оси с рессорной или пневматической подвеской аналогичными продольными рычагами, пристыкованными к ней четырьмя винтами, соединена с кузовом автомобиля. На другом конце одного из рычагов, расположенном под и параллельно продольной рулевой тяге, закреплен картер рулевого механизма. Все эти конструктивные элементы подсобраны в предмонтажный модуль. При использовании традиционного рулевого механизма рулевая сошка шарнирно соединена с продольной рулевой тягой. Вместо него может применяться рабочий исполнительный цилиндр, закрепленный на конце продольного рычага подвески. Конец продольной рулевой тяги или штока исполнительного цилиндра рулевой трапеции шарнирно соединен со скобой поворотного рычага, другим концом закреплен на поворотном кулаке (рис.1.29).

Обоснование и выбор конструкции проектируемых узлов

На основании поставленных перед конструкцией рулевого управления автобуса требований, с учетом имеющейся по данной теме информации – принимаем схему рулевого управления представленную на рис.2.1.

Крутящий момент от рулевого колеса через вал рулевого колеса, промежуточный угловой редуктор, изменяющий только направление момента, промежуточный карданный вал рулевого управления передается к интегральному рулевому механизму с распределителем усилителя роторного типа. В рулевом механизме через пару винт-гайка вращательное движение винта преобразуется в поступательное движение поршнярейки, в который вмонтирована гайка. Через зубчатое зацепление поршня-рейки с зубчатым сектором осуществляется передача усилия (крутящего момента) на вал сектора.

На валу сектора закреплена сошка рулевого механизма, связанная шарнирно с продольной рулевой тягой. Таким образом усилие от рулевого механизма через сошку и продольную рулевую тягу предается на рычаг поворотного кулака правого колеса автобуса. Правое и левое колеса связаны между собой с помощью рулевой трапеции, состоящей из двух (правого и левого) рычагов рулевой трапеции и поперечной тяги рулевой трапеции. Как отмечалось, рулевое управление для снижения утомляемости водителя в условиях интенсивного городского движения оборудовано гидравлическим усилителем. Принятая схема рулевого управления обеспечивает сравнительно малую насыщенность узлами и деталями, что имеет свои положительные стороны при эксплуатации и ремонте.

Конструкция балки переднего неведущего моста должна обеспечивать стабильность углов установки управляемых колес и необходимую кинематику их поворота на всех режимах движения автобуса. Наиболее ответственным с этой точки зрения является поворотный узел управляемого моста. Шарнирные соединения шкворня и поворотного кулака должны быть сконструированы так, чтобы углы установки поворачиваемых колес в процессе эксплуатации не изменялись или легко восстанавливались соответствующими регулировками.

Форма балки должна быть такой, чтобы обеспечивались требуемые дорожный просвет и низкое расположение агрегатов относительно несущей части автобуса.

Это условие немаловажно, так как рабочее место водителя в рассматриваемом автобусе вынесено вперед и опущено вниз. Кроме рассмотренных выше требований к балке моста предъявляются жесткие требования по прочности. По этой причине балки управляемых мостов традиционно изготовляются в виде поковок двутаврового сечения (изготовление балок такого сечения наиболее технологично, плюс ко всему, обеспечивается требуемый запас прочности) как одно целое с кулаками для крепления шкворня и с площадками для крепления элементов пневмоподвески. Схема сечения и формы принимаемой балки переднего неведущего моста представлены соответственно на рис.2.2, а, рис.2.2, б.

Выбор основных параметров и расчет проектируемых узлов

3.1 Выбор основных параметров рулевого управления

Выбор параметров рулевого управления осуществляется на основании технической характеристики автобуса МАЗ103.

3.2 Кинематический и силовой расчет рулевого управления

Кинематический расчет рулевого управления заключается в определении углов поворота управляемых колес, выбора параметров рулевой трапеции и проверке трапеции на заклинивание. Расчетная схема представлена на рис.3.1 и рис.3.2.

Максимальный угол поворота внутреннего колеса

Расчет кривой заданного изменения углов поворота колес

Угол δa max рассчитывается по уравнению:

где j –расстояние между шкворнями управляемых колес;

как функция заданного значения δi max :

Затем с помощью этого же уравнения определяются промежуточные значения

δa =f(δi) при итеративном увеличении δi каждый раз на 5°. Результаты расчетов сводим в табл.2.

Приближенное определение угла поворота рычага рулевой трапеции λ1

Этот расчет производится по уравнению:

Положительная ошибка, с которой вряд ли можно мириться, должна, однако, исчезнуть, учитывая наклонное положение поперечной тяги на виде сзади.

Учет угла поперечного наклона шкворневых осей σ0 при виде сзади. Определение углов ω и λ3, а также ошибки ∆u

Расчетная схема представлена на рис.3.3.

Разность между λ2 и λ3 составляет . При расчете все элементы рулевого управления и передней подвески принимаются абсолютно жесткими, т.е. имеющейся податливостью пренебрегаем. Поэтому на чертеже угол поворота рычага рулевой трапеции необходимо указывать с допуском: . Это гарантирует, что даже при максимальный угол поворота наружного колеса не будет меньше .

Проверка наибольшего φ3i и наименьшего φ3a углов между поперечной тягой и рычагом рулевой трапеции

Углы должны находиться в пределах 15°165°, чтобы не произошло заклинивание рычажного привода.

Определение фактического угла поворота наружного колеса δа

Этот угол можно найти только по уравнениям:

Фактический угол поворота наружного колеса: .

Ошибка: .

Результаты расчета по вышеприведенным уравнениям с учетом наклона поперечной тяги на виде сзади приведены в табл.2 для значений, дискретно увеличивающихся на 5°. Для иллюстрации влияния поля допуска на приведены результаты расчета для его крайних значений и

По полученным результатам построим зависимости угла поворота наружного колеса от внутреннего (рис.3.5).

Силовой расчет рулевого управления заключается в определении момента возникающего от действия сил сопротивления качению, моментов от трения верчения на управляемых колесах, момента сопротивления подъему, а также в определении усилия прилагаемого водителем к рулевому колесу для поворота колес.

Ввиду того, что в современных конструкциях рулевых управлений усилие на рулевом колесе должно находиться в пределах 120160 Н, в рассчитываемом рулевом управлении необходимо использовать усилитель. Оптимальным вариантом для автобуса является гидравлический усилитель рулевого управления.

3.3 Статический и гидравлический расчеты

гидроусилителя рулевого управления

Определим баланс работ:

Диаметр силового цилиндра определим исходя из требуемого перемещения продольной рулевой тяги, при повороте колес на максимальный угол, а следовательно, с учетом передаточного отношения рулевого, и поршня гидроцилиндра. Перемещение поршня-рейки рулевого механизма можно определить по выражению:

Требования к гидравлической части:

• утечки через золотник не превышают 510% производительности насоса;

• ход золотника не должен учитывать люфт рулевого колеса более чем на 2…3° при работе усилителя;

• потери давления в золотнике должны составлять 0,3…0,6 бар.

При выборе насоса гидроусилителя ориентируются на выполнение следующего условия :

Требуемая номинальная производительность насоса:

Используем насос с номинальной производительностью:

Диаметр золотника определяется по выражению:

3.4 Расчет на прочность деталей рулевого управления

3.4.1 Определение сил в рулевом механизме

Для проведения расчетов на прочность и долговечность необходимо определить силы в зацеплении поршня-рейки с винтом в рулевом механизме.

Определим осевую силу в зацеплении, предварительно определив касательную силу (см. рис.3.8):

Осевое усилие на винте Q (см. рис.39):

3.4.2 Прочностной расчет рулевого вала

Принимаем материал рулевого вала сталь 20.

Рулевой вал рассчитывается по напряжению кручения в опасном сечении.

3.4.3 Прочностной расчет рулевого механизма

Прочностной расчет рулевого механизма заключается в определении максимального контактного напряжения для винтовой поверхности винта и гайки, допускаемой осевой статической нагрузки , а также в расчете зубьев сектора на изгиб и контактную прочность.

В первую очередь определим число шариков в активной части циркулирующей цепи:

По вычисленному значению q , при заданном радиальном зазоре ( ), по графику зависимости q от при различных значениях относительного радиального зазора можно определить (график приведен в лит.1, стр.41, рис.2,14.). Из графика следует, что: С учетом того, что предельное допускаемое напряжение , то условие прочности выполняется.

Допускаемая осевая статическая нагрузка:

приведенному в лит.1, стр.41, рис. 2.16.):

3.4.4 Прочностной расчет рулевой сошки

Принимаем материал сошки 40ХН.

Усилие на шаровом пальце сошки равно:

сечения Ι-Ι) и одновременно скручивает сошку на плече мм. Эквивалентное напряжение растяжения в точке “ ” определяем по формуле:

Напряжение кручения в точке “ ” определяем по формуле:

где МПа- допускаемое напряжение при кручении.

Тогда напряжение кручения в точке “ ”:

3.4.5 Прочностной расчет продольной рулевой тяги

Принимаем материал продольной рулевой тяги сталь 20.

Продольная тяга рассчитывается на сжатие и продольный изгиб от силы, подводимой от шарового пальца сошки . Растяжение тяг является малоопасным.

Определим напряжения сжатия продольной рулевой тяги по формуле:

3.4.6 Расчет поперечной рулевой тяги

Материал поперечной рулевой тяги сталь20.

Рисунок 3.11 - Схема для определения усилия нагружения поперечной тяги.

Расчет поперечной рулевой тяги и боковых рычагов рулевой трапеции производим из условия приложения к управляемым колесам максимального тормозного момента (рис.3.11).

Максимальная тормозная сила на управляемых колесах определяется по формуле:

Экваториальный момент инерции сечения поперечной рулевой тяги определяется по формуле:

3.4.7 Прочностной расчет рычага поворотного кулака

Принимаем материал бокового рычага сталь 40ХН.

Поворотный рычаг рассчитывается по аналогии с рулевой сошкой.

Усилие на шаровом пальце поворотного рычага: Н.

Усилие изгибает поворотный рычаг на плече мм (от шарового пальца до опасного сечения Ι-Ι) и одновременно скручивает боковой рычаг на плече мм. Максимальное напряжение изгиба будет в точке “ ”(рис.3.9), а максимальное напряжение кручения – в точке “ ”. Эквивалентное напряжение растяжения в точке “ ” определяем по формуле:

Напряжение кручения в точке “ ” определяем по формуле:

3.4.8 Прочностной расчет рычага рулевой трапеции

Принимаем материал рычага рулевой трапеции сталь 40ХН.

Рычаг рулевой трапеции рассчитывается по аналогии с рулевой сошкой.

Усилие на шаровом пальце рычага рулевой трапеции: Н.

Усилие изгибает рычаг на плече мм (от шарового пальца до опасного сечения Ι-Ι) и одновременно скручивает рычаг рулевой трапеции на плече мм. Максимальное напряжение изгиба будет в точке “ ”(рис.3.9) , а максимальное напряжение кручения – в точке “ ”. Эквивалентное напряжение растяжения в точке “ ” определяем по формуле:

3.5 Выбор основных параметров переднего моста

Выбор параметров переднего моста, а также параметров необходимых для прочностного расчета осуществляется на основании технической характеристики автобуса МАЗ103.

3.6 Расчет на прочность деталей переднего моста

Исходя из основных размеров передней управляемой оси производится прочностной расчет балки передней оси по наиболее опасному из трех основных расчетных случаев нагружения:

- продольное усилие (толкающее или тормозное) достигает максимальной величины равной (поперечное усилие отсутствует):

где - коэффициент динамичности (принимается равным ).

3.6.1 Расчет балки передней оси

Балку передней оси рассчитывают для вышеуказанных трех случаев нагружения. Расчетными являются сечения балки II, II-II, IIIIII (см. рис.3.12).

3.6.2 Расчет балки при торможении автобуса

где ψ - коэффициент перераспределения массы по длине;

χ - коэффициент перераспределения массы по высоте;

Z - относительное замедление (соответствует максимальной величине реакции тормозной силы, Z=0,8).

Коэффициент перераспределения массы по длине ψ определяется по формуле:

Вертикальная реакция грунта на колеса автобуса Rz1 равна:

3.6.3 Определение изгибающих моментов

Рассмотрим первый расчетный случай.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости определяется по формуле:

Для второго расчетного случая изгибающие моменты для правой и левой половины балки соответственно равны:

В третьем расчетном случае сечения балки проверяются по моменту изгиба:

Параметры для расчета элементов возникающих в сечениях балки передней оси и их значения находятся в таблице 4.

Для третьего расчетного случая моменты изгиба равны:

Результаты расчетов сводим в табл.4.

3.6.4 Расчет геометрических параметров балки передней оси.

Принятая балка имеет двутавровое сечение в плоскостях I, II и прямоугольное в сечении III. Геометрические параметры двутавров в сечениях различны. Расчет заключается в определении моментов сопротивления балки изгибу в вертикальной WX и горизонтальной WY плоскостях, а также момента сопротивления балки кручению WK в рассматриваемых сечениях согласно принятым параметрам сечений (табл.5). Расчетные схемы представлены на рис.3.15.

Результаты расчетов по приведенным формулам для трех сечений представлены в табл.6.

3.6.5 Расчет напряжений в сечениях балки

Напряжения изгиба в вертикальной плоскости определяются по формуле:

Напряжения изгиба в горизонтальной плоскости определяются по формуле:

Касательные напряжения определяются по формуле:

Суммарные напряжения изгиба определяются по формуле:

Эквивалентные напряжения от совместного действия изгибающих и крутящих моментов:

Результаты расчетов представлены в табл.7.

3.6.6 Расчет повортных кулаков

На цапфу поворотного кулака действуют вертикальная, продольная и боковая силы. Цапфу следует рассчитывать на прочность, учитывая только изгибающие моменты, хотя на нее действуют также силы сжатия и растяжения, возникающие при движении автобуса на повороте, смене полосы движения или заносе. Напряжения от этих сил с учетом размеров цапфы незначительны. Так как ступица колеса установлена на цапфе на подшипниках, то сама цапфа при торможении не нагружается крутящим моментом. На остальную часть поворотного кулака действует крутящий момент.

Наиболее опасным является сечение в месте перехода цапфы (галтель) во фланец или в тело поворотного кулака, находящееся на расстоянии С по оси колеса от центра контакта колеса с дорогой (рис.3.16). При этом принимается допущение о вертикальном расположении передних колес (без развала).

Как и балка передней оси поворотный кулак рассчитывается по трем основным режимам нагружения.

Первый случай нагружения. При торможении на цапфу поворотного кулака действует изгибающий момент, равный сумме моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

Тогда напряжения изгиба для опасного сечения цапфы:

Второй расчетный случай. При заносе автобуса изгибающие моменты, действующие на внешний (правый) и внутренний (левый) поворотные кулаки различны. Так как рассматривается крайний случай, когда внутренние колеса оторвались от дороги, то вся нагрузка приходится на внешний (правый) кулак, соответственно расчет целесообразно проводить только для него:

Соответсвенно напряжения изгиба:

Третий расчетный случай. В вертикальной плоскости на цапфу поворотного кулака действует изгибающий момент:

Напряжение изгиба:

3.6.7 Расчет шкворней

Шкворневые проушины и стенки отверстия для крепления рычагов поворотных кулаков на прочность не рассчитывают. Их прочность оценивают при стендовых и дорожных испытаниях.

Поворотный шкворень рассчитывают на изгиб и срез, а участки втулки шкворня, расположенные под опорным подшипником –на смятие. На шкворень действуют силы в разных плоскостях и направлениях, вызывая различные напряжения. Расчет шкворня на прочность выполняют также для трех случаев нагружения.

Первый случай нагружения. При торможении автобуса на шкворни действуют силы в двух вертикальных (относительно направления движения автобуса)

Плоскостях –поперечной и продольной. В поперечной плоскости возникает изгибающий момент. Этот момент уравновешивается моментом от реакций L, возникающих между шкворнем и шкворневыми проушинами поворотного кулака:

где a – расстояние от вертикальной оси колеса до оси шкворня,

e –расстояние от горизонтальной оси колеса до точки действия силы на верхнем конце шкворня,

f –расстояние от горизонтальной оси колеса до точки действия сила на нижнем конце шкворня,

Как известно, при торможении автомобиля в точке контакта его переднего колеса с дорогой возникает продольная сила . При переносе этой силы в центр оси колеса получаем силу , действующую в том же направлении, что и , и изгибающий момент. Сила вызывает реакции F1 и F2, действующие между шкворневыми проушинами поворотного кулака и шкворнем и направленные в сторону, противоположную действию силы :

Сила приложена в точке пересечения оси колеса с осью шкворня. При переносе силы в горизонтальной плоскости возникает изгибающий момент,

стремящийся повернуть поворотный кулак вокруг шкворня. К поворотному кулаку крепится опорный диск тормозов, который при торможении также стремится повернуть поворотный кулак. Шкворень, удерживая поворотный кулак от поворота, воспринимает силы:

Направление действия реакции N2 на нижнюю шкворневую проушину поворотного кулака совпадает с направлением действия силы F2. Реакция N1, действующая на верхнюю проушину поворотного кулака, направлена в сторону, противоположную действию силы F1. Вращение поворотного кулака в горизонтальной плоскости не происходит потому, что возникающий момент уравновешивается моментом от силы Q, действующей на плече l. Силу Q определяют по формуле:

В результате действия силы Q между шкворнем и шкворневыми проушинами поворотного кулака появляются реакции Q1 и Q2, действующие соответственно на верхнюю и нижнюю проушины:

где n и k –расстояния от центра шарового пальца крепления поперечной рулевой тяги до середины соответственно нижней и верхней проушин поворотного кулака,

В результате учета всех сил, действующих на шкворень, получаем суммарные реакции Rв и Rн, возникающие соответственно между верхним концом шкворня и верхней шкворневой проушиной поворотного кулака и нижним концом шкворня и нижней шкворневой проушиной:

Второй случай нагружения. При заносе автомобиля направления действия изгибающих моментов от боковой и вертикальной реакций дороги могут или совпадать (внутреннее колесо) или не совпадать (внешнее колесо). В первом случае реакция между шкворнем и шкворневой проушиной в поперечной плоскости:

Расчет производим по наибольшей из сил.

Третий расчетный случай. Под действием вертикальной составляющей реакции дороги на колесо в шкворне возникает изгибающий момент в вертикальной плоскости. Этот момент уравновешивается изгибающим моментом от реакций, возникающих между шкворнем и шкворневыми проушинами поворотного кулака

Технологическая часть

4.1 Введение

Машиностроение – важнейшая отрасль промышленности. Технический прогресс в машиностроении характеризуется не только улучшением конструкций машин, но и непрерывным совершенствованием технологии их производства. От ее уровня зависит производительность труда, экономичность расходования сырьевых и энергетических ресурсов, качество выпускаемой продукции, ее долговечность и надежность работы. Высокий уровень технологии производства в итоге приводит к удешевлению выпускаемой продукции при необходимом уровне качества и надежности.

Курсовое проектирование является составной частью курса технологии машиностроения и представляет собой комплексную работу, включающую разработку технологического процесса механической обработки детали, проектирование станочного приспособления, выполнение необходимых технических и экономических расчетов.

Целью данного курсового проекта является закрепление, углубление и обобщение знаний, полученных при изучении курса Технология машиностроения на лекционных, практических и лабораторных занятиях. А так же практически-прикладное использование справочной и специальной литературы, стандартов и нормативов в сочетании с теоретическими знаниями.

4.2 Назначение детали

Рассматриваемая деталь – сошка рулевого механизма входит в состав рулевого управления автобуса.

Один конец детали насаживается на шлицы выходного вала рулевого механизма и фиксируется на нем при помощи гайки. Другим концом сошка соединяется с продольным рычагом рулевого управления. Основное назначение детали – передача усилия от рулевого механизма через продольную рулевую тягу к поворотному кулаку, соединенному с управляемыми колесами автобуса. Деталь изготавливают из стали 40Х, химический состав и механические свойства которой указаны соответственно в табл.4.1 и табл.4.2.

4.3 Анализ технологичности детали

Технологичность детали – это совокупность свойств конструкции изделия, определяющих её приспособленность к достижению оптимальных затрат при производстве, эксплуатации и ремонте для заданных качеств, объёма выпуска и условий выполнения работ.

Оценка технологичности конструкции может быть двух видов: качественной и количественной. Качественная оценка характеризует технологичность конструкции обобщенно на основании опыта исполнителя и допускается на всех стадиях проектирования как предварительная. Количественная оценка технологичности изделия выражается числовыми показателями и оправдана в том случае, если они существенно влияют на технологичность рассматриваемой конструкции.

Данная деталь – сошка, изготавливается из стали 40Х ковкой, поэтому конфигурация наружного контура и внутренних поверхностей вызывает некоторые трудности при получении заготовки. Поковка не даёт значительной экономии материала из-за чего себестоимость изделия несколько повысится.

Обрабатываемые поверхности с точки зрения обеспечения точности и шероховатости не представляют технологических трудностей.

С точки зрения технологичности механической обработки, конструкция детали не позволяет вести обработку детали в один установ. Однако конструкция и материал детали позволяют использовать высокопроизводительные методы обработки.

Анализ допусков на размеры и шероховатости поверхностей показывает, что они приняты в соответствии с эксплутационными требованиями и не требуют применения специального оборудования повышенной точности.

В процессе окончательной обработки логично заметить, что базирующие поверхности сохраняются на протяжении всей обработки детали, кроме того, совмещены технологические и измерительные базы, что уменьшает погрешность обработки и упрощает дальнейший контроль.

4.4 Выбор типа производства

Тип производства по ГОСТ 3.111983 характеризуется коэффициентом закрепления операций Кз.о.=1 – массовое 1< Кз.о.<10 – крупносерийное 10< Кз.о.<20 – среднесерийное 20< Кз.о.<40 - мелкосерийное свыше 40 – единичное.

Коэффициент закрепления операций:

Так как Кз.о.=1,5, то производство крупносерийное.

Формы организации технологических процессов в соответствии с ГОСТ 14312—74 зависят от установленного порядка выполнения операций, расположения технологического оборудования, количества изделий и направления их движения при изготовлении существуют две формы организации технологических процессов— групповая и поточная, основные признаки которых приведены в данном стандарте. Решение о целесообразности организации поточной формы производства обычно принимается на основании сравнения заданного суточного выпуска изделий и расчетной суточной производительности поточной линии при двухсменном режиме работы и ее загрузке на 65...75 %.

4.5 Назначение припусков на механическую обработку

Расчёт припусков на механическую обработку детали выбирался по

ГОСТ 750589.

4.6 Расчет и назначение режимов резания

Рассмотрим подробно назначение режимов резания для операции 010 вертикально-фрезерная производимой на станке мод. 6Р13.

Фрезеровать поверхность “Ж”, выдерживая указанные размеры.

Расчёт длины рабочего хода:

4.7 Расчет технических норм времени

Штучно-калькуляционное время на выполнения операций в массовом производстве рассчитываем по формуле:

С помощью этих формул рассчитываем для остальных операций, результаты сводим в таблицу 4.5.

4.8 Определение потребного количества оборудования

и построение графиков его загрузки

Для каждого станка в технологическом процессе должны быть посчитаны коэффициент загрузки и коэффициент использования станка по основному времени. Коэффициент загрузки станка з определяется как отношение расчётного количества станков mр, занятых на данной операции процесса к принятому фактическому mпр:

Экономическая часть

Введение

Задачей экономической оценки технических решений является обоснование целесообразности их внедрения в народное хозяйство, которое слагается из анализа степени соответствия машин предъявляемым к ним требованиям, оценки их преимуществ перед лучшими из соответствующих средств аналогичного назначения и определения экономического эффекта от внедрения в народное хозяйство. Общая цель экономической оценки новой техники – установить, насколько проектируемые конструкции машин отвечают требованиям высокой эффективности.

Выбор варианта новых конструкций машин основан на сравнении с объектами аналогичного назначения. При установлении реальной величины экономического эффекта в результате внедрения новых, более прогрессивных конструкций машин объектами аналогичного назначения являются заменяемые ими модели.

Оценка экономической эффективности новых машин осуществляется на основе типовых методик и посредством показателей себестоимости и капитальных вложений. Для получения на основе этих показателей однозначного решения необходимо производить соизмерение по сравниваемым вариантам разности капиталовложений и текущих затрат с выходом на ценностную оценку рассматриваемых технических решений.

5.1 Исходные данные по моделям

Базовый вариант – система управления, используемая на МАЗ103.

Проектируемый вариант – система управления, используемая на МАЗ103М.

5.2 Исходные конструктивно-эксплуатационные данные для оценки конкурентоспособности проектируемой конструкции

Расчет показателя унификации будем проводить по унификации деталей системы управления автобуса МАЗ-103М:

-показатель унификации для базового автомобиля:

К=100% (все детали унифицированы);

-показатель унификации для нового автомобиля:

5.3 Расчет затрат при изготовлении проектируемого автобуса

МАЗ-103М

Затраты на производство нового автобуса МАЗ103М включают в себя себестоимость всех агрегатов, систем и механизмов из которых состоит автобус.

5.4. Расчет капитальных вложений на стадии изготовления

нового автобуса (МАЗ – 103М).

автомобиля.

5.5. Определение текущих затрат на стадии эксплуатации

автобуса МАЗ – 103М

Общие показатели:

-марка машины (базовая): МАЗ - 103

-марка машины (аналог в эксплуатации): NEOPLAN.

-годовой выпуск Nгод=2000 шт.

Данные, необходимые для определения производительности нового автобуса МАЗ – 103М:

-средняя техническая скорость ;

-время простоя под посадкой и высадкой пассажиров ;

-коэффициент использования пробега ;

-средняя продолжительность времени в наряде Tc=14 ч;

-коэффициент использования грузоподъемности ;

-коэффициент использования автомобиля ;

-грузоподъемность машины ;

-количество рейсов на одну машину в год n = 340;

-средняя длина ездки с грузом L = 200 км;

-занятость машины в течении года Tгод = 4760 ч.

5.5.1 Расчет производительности автомобиля МАЗ103М.

5.5.4 Расчет затрат на эксплуатационные материалы (МАЗ103М)

Рассчитываются по формуле:

5.5.5 Расчет затрат на техническое обслуживание и текущий ремонт

(МАЗ103М)

Расчет производится по формуле:

5.5.6 Расчет затрат на шины (МАЗ103М)

Следует производить по формуле:

5.5.7 Расчет заработной платы водителя (МАЗ103М)

Расчет заработной платы водителя со всеми начислениями проводится по

Откуда:

5.5.8 Расчет затрат на накладные расходы (МАЗ103М)

Расчет затрат на накладные расходы проводим по формуле:

5.5.9 Расчет затрат на амортизацию транспортного средства и отчисления на капитальный ремонт (МАЗ103М)

Производится по формуле:

5.5.10 Расчет капитальных вложений у потребителя нового автомобиля

(МАЗ103М)

Общая сумма всех учитываемых капитальных вложений на единицу транспортных средств может быть рассчитана по формуле:

5.6 Определение текущих затрат на стадии эксплуатации

автобуса NEOPLAN

Данные, необходимые для определения производительности автобуса аналога

5.7Определение годового экономического эффект

5.7.1 Расчет годового экономического эффекта в производстве

сравниваемым вариантам:

Данная величина составляет 810% от себестоимости изготовления.

5.7 Показатели конкурентоспособности проектируемой конструкции

Экономическая целесообразность инвестиций.

Рентабельность по прибыли, остающейся на нужды предприятия по проектируемому варианту, определяется по формуле:

Заключение

В результате выполненной экономической части дипломного проекта были определены затраты на стадии производства и эксплуатации автобуса МАЗ103 /NEOPLAN. Кроме того, в работе дана экономическая оценка технических решений, принятых при выполнении проекта. Также были определены цена проектируемого автобуса, условия конкурентоспособности и показатели эффективности.

Литература

1. Гайнутдинов Э.М. Методические указания по выполнению экономического раздела дипломного проекта и курсовой работы для студентов машиностроительных специальностей - Мн.: БГПА, 1995. 24с.

2. Расчет экономической эффективности новой техники: Справочник. - 2-е изд., перераб. и доп. /Под ред. К.М.Великанова. -Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1990.

3. Экономика предприятия: Учебник для экономических вузов,-

Из1.1й, перераб. и доп. /Под общей ред. А.М.Руденко. -Мн. 1995,-

475с.

4. Законодательство Республики» Беларусь о налогообложении (по состоянию на момент расчётов в2005г.).

5.БабукИ.М. Методические указания по расчету экономической эффективности внедрения новых технологических процессов для студентов машиностроительных специальностей (дипломное проектирование), - Мн.: БГПА, 1992. 18с.

1 Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2/

[А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачаев и др.]. –Мн.: Выш. школа, 1982. –334 с.: ил.

2 Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть: Учеб. пособие для вузов/ А.И. Гришкевич, Д.М. Ломако,

В.П. Автушко и др.; Под ред. А.И. Гришкевича. –Мн.: Выш. шк., 1987. –200 с.: ил.

3 Раймпель Й. Шасси автомобиля: Рулевое управление/ Пер. с нем. В.Н. Пальянова; Под ред. А.А. Гальбрейха. –М.: Машиностроение, 1987. –232 с.: ил.

4 Конспект лекций по дисциплине “Проектирование систем управления автомобилей”.