Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108 (стр. 11 из 11)

где с_φ — угловая жесткость рулевого привода; ∑J_К — суммарный момент инерции управляемых колес.

Частота собственных угловых колебаний должна быть не ниже 3 Гц.

КПД. При оценке рулевого привода необходимо учитывать потери на трение во всех шарнирных соединениях. По имеющимся данным, КПД рулевого привода лежит в пределах η_рп = 0,92...0,95. Общий КПД рулевого управления η_ру = η_рм η_рп.

Нагрузки в элементах рулевого управления автомобиля

Нагрузки в деталях рулевого механизма и рулевого привода можно вычислять двумя способами:

задаваясь расчетным усилием на рулевом колесе;

определяя усилие на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте, что более целесообразно.

Нагрузки, вычисленные таким образом, являются статическими. При движении автомобиля по дорогам с неровной поверх-ностью или при торможении на дороге сразличными коэффициентами сцепления под управляемыми колесами ряд деталей рулевого управления воспринимает динамические нагрузки, которые лимитируют прочность и надежность рулевого управления, поэтому динамические нагрузки учи-тывают коэффициентом динамичности К_д = =1,5...3,0. Его значение выбирают в зависимости от типа автомобиля и условий эксплуатации.

Расчетное усилие на рулевом колесе для легковых автомобилей Р_р.к = 400 Н, для грузовых Р_р.к = 700 Н. Для определения усилия на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес на месте необходимо рассчитать момент сопротивления повороту по одной из известных эмпирических или полуэмпирических формул:

или

,

где φ₀ — коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (φ₀ = 0,9...1,0); G_к — нагрузка на управляемое колесо; Р_ш — давление воздуха в шине; J_p— полярный момент инерции пятна контакта шины; F_ш— площадь поверхности контакта шины с дорогой; l — расстояние от центра отпечатка до пересечения оси шкворня с опорной поверхностью.

Площадь поверхности контакта шины с дорогой может быть приближенно определена по давлению на опорную поверхность. Для шин нормальной конструкции с внутренним давлением Р_ш > 0,2 МПа на опорную поверхность давление q ≈0,2МПа, откуда F_ш = G_к / q.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте

Р_р.к = М_с / (u_ωR_р.к η_ру).

Если вычисленное значение усилия на рулевом колесе превосходит указанное выше условное расчетное усилие, то на автомобиле требуется установка рулевого усилителя.

На основании заданного или вычисленного усилия на рулевом колесе могут быть последовательно определены нагрузки во всех деталях рулевого управления.

Рулевой вал. В большинстве конструкций его выполняют полым.

Рулевой вал нагружается моментом

M_р.к = Р_р.кR_р.к.

Напряжение кручения полого вала

; [τ] = 100 МПа.

Проверяется также угол закрутки рулевого вала, который допускается в пределах 5...8° на один метр длины вала.

Рулевой механизм. Для механизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяется контактное напряжение в зацеплении

σ = P_x/ (Fn),

где Р_х— осевое усилие, воспринимаемое червяком; F—площадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов, рисунок 52); n— число гребней ролика. Осевая сила

P_x = M_р.к / (r_ω0tgβ),

где r_ω0— начальный радиус червяка в горловом сечении; β— угол подъема винтовой линии в том же сечении.

Рисунок 33. Схема для определения контактной площади в червячном рулевом механизме

Площадь контакта одного гребня ролика с червяком

F = 0,5[(φ₁ — sin φ₁)r²₁+ (φ₂ — sinφ₂)/ r²₂].

Материал червяка — цианируемая сталь 30Х, 35Х, 40Х, 30ХН; материал ролика — цементуемая сталь 12ХН3А, 15ХН; [σ] = 7...8 МПа.

Вал рулевой сошки.Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя

τ = (М_р.к u_рм η_рм + р_ж πD²_гцr_сек) / (0,2d³),

где d— диаметр вала сошки.

Материал вала сошки — сталь 30, 18ХГТ, 20ХН3А.; [τ] = 300...350 МПа.

Рулевая сошка. Изгиб и кручение — основные виды напряжения. Расчет ведут на сложное сопротивление; шлицы (рифты) рассчитывают на срез. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя),

Р_сош = М_р.к u_рм η_рм / l_s + р_ж πD²_гц / 4l_s,

Напряжение изгиба в опасном сечении А—А

σ_и = Р_сошl_n/ W_и,

Напряжение кручения

τ = Р_сошl_к / W_к,

где W_и и W_к — соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения.

Эквивалентное напряжение рассчитывается по одной из теорий прочности. Материал сошки: сталь 30, 18ХГТ; [W_э]= 300...400 МПа.

Рисунок 34. Расчетная схема рулевой сошки

Шаровой палец сошки. Напряжение изгиба

σ_и = Р_сошl_n/ W_и.

Материал: сталь 40Х, 20ХН3А; [σ_и] = 300...400 МПа. Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара d_ш)

q = 4P_сош / (πd²_ш); [q] = 25...35 МПа.

Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания F_ш.п

σ_cp = P_сош / F_ш.п; [σ_cp] = 25...35 МПа.

Таким же методом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений рулевого привода в каждом случае с учетом действующих на шаровой палец сил.

Продольная тяга. Сила P_сошвызывает напряжения сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги.

Напряжение сжатия

σ_cж = P_сош / F,

где F— площадь сечения продольной тяги. Критическое напряжение при продольном изгибе

σ_кp = π² EI / (L²_тF),

где I — экваториальный момент инерции сечения тяги;

; L_т — длина продольной тяги (по центрам шарниров). Запас устойчивости

δ = δ_кр / δ_сж = π² EI / (P_сошL²_т).

Материал тяги: сталь 20, сталь 35; [δ]= = 1,5...2,5.

Рисунок 35. Схема для определения нагрузок в элементах рулевой сошки

Поворотный рычаг(рис. 35). Поворотный рычаг нагружается изгибающей силой P_соши скручивающим моментом P_сошl.

Напряжение изгиба

σ_и = Р_сошS / W_и.

Напряжение кручения

τ = Р_сошl / W_к.

Материал: сталь 30, сталь 40 40ХГНМ; [σ_э] = 300...400 МПа.

Боковые рычаги трапеции:испытывают напряжения изгиба и кручения под действием силы

P_п.т = Р_сошS / l.

Напряжение изгиба σ_и = Р_п.тl / W_и.

Напряжение кручения τ = Р_п.тl / W_к.

Материал: сталь 30, сталь 40; сталь 40ХНГМ; [ σ_э] = 300...400МПа

Поперечная тяга трапеции. Нагруженная силой P_п.т тяга рассчитывается по той же методике, что и продольная тяга т. е. на сжатие и продольную устойчивость ([δ]=1,5...2,5). Для изготовления поперечной тяги используют те же материалы, что и для продольной.

Список использованной литературы

1 Бочаров Н.Ф., Жеглов Л.Ф. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Учебник для втузов/ Бочаров Н.Ф. [и др.]/ - М.: Машиностроение, - 1983, - 299 с., ил.

2 Мелисаров В.М. Анализ конструкций, элементы расчета: методические разработки/ В.М. Мелисаров [и др.]. – Тамбов: Издательство Тамбовского Государственного технического Университета, - 2008, - 84 с.

3 Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство»/Осепчугов В.В. [и др.]. — М.: Машиностроение, 1989.— 304 с, ил.

4 http://www.vaz-autos.ru/ - Ремонт и эксплуатация автомобилей ВАЗ (электронный ресурс)