5 Гидравлический расчет рулевого управления

Гидравлический расчет выполняется для определения основных характеристик и размеров элементов гидроусилителя: диаметра и хода поршня силового цилиндра; подачи насоса; размеров распределителя; диаметров трубопроводов. Найденные значения корректируют с учетом требований действующих нормативных документов.

Диаметр силового цилиндра определяется по известному из силового расчета усилию и по максимальному давлению в гидросистеме:

, (5.1)

где, МПа – максимальное давление в гидросистеме;

м – диаметр штока поршня.

м

Исходя, из компоновки рулевого механизма принимаем диаметр силового цилиндра 80 мм.

Подача насоса должна обеспечивать поворот управляемых колес автомобиля с большей скоростью, чем его может осуществить водитель. Расчетную подачу насоса определяют при давлении жидкости, равном 0,5p_max, и частоте вращения коленчатого вала двигателя, превышающей его частоту вращения на холостом ходу не более чем на 25%. При меньшей подаче насоса жидкость не будет успевать заполнять освобождающийся объем рабочей полости цилиндра, что приводит к резкому увеличению усилия на рулевом колесе. Кроме того, водителю придется затрачивать энергию для перекачивания жидкости из одной полости цилиндра в другую.

, (5.2)

где, – активная площадь цилиндра усилителя;

м². (5.3)

– частота вращения рулевого колеса [1. стр. 35];

– передаточное число части привода, расположенного между рулевым колесом и поршнем цилиндра;

. (5.5)

Δ=0,15 – утечка жидкости в гидросистеме [1. стр. 35].

– объемный КПД насоса при давлении 0,5р_max (для лопастных насосов).

м³/с.

Диаметр золотника находим по потерям давления р в распределителе, которые должны составлять (0,04 …0,08 МПа) [2 стр. 35]):

, (5.6)

где, м – осевой зазор между кромками золотника и корпуса в нейтральном положении;

– коэффициент сопротивления для золотников при турбулентном режиме;

кг/м³ – плотность жидкости.

м.

Принимаем мм.

6 Прочностные расчеты элементов рулевого управле-ния

6.1 Прочностной расчет зацепления поршень-рейка с сектором в рулевом механизме

Рис. 6.1 Силы в рулевом механизме

Определим осевую силу в зацеплении, предварительно определив касательную силу (рисунок 6.1):

Н. (6.1)

Определим внутренний диаметр резьбы винта:

, (6.2)

где, r_п – радиус дуги окружности профиля резьбы винта:

, (6.3)

где, d_ш=8 мм – диаметр шарика:

.

.

X – радиальное смещение центров радиусов профилей резьбы винта и гайки относительно центра шарика:

, (6.4)

где α – угол контакта шариков, для выполненных конструкций .

мм.

Осевое усилие на винте Q (рис. 6.1):

, (6.5)

где, φ – угол подъема винтовой линии:

, (6.7)

Н.

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:

, [2, стр.378], (6.8)

где, K – число витков в одной замкнутой рабочей цепочке (K=2,5).

Нагрузочная способность винтовой пары качения оценивается по значению удельной осевой нагрузки из условия:

, [2, стр.377], (6.9)

где, – коэффициент неравномерности нагрузки шариков;

u=1,5 – число замкнутых рабочих цепочек.

МПа.

Относительный зазор:

, (6.10)

где, – радиальный зазор ( ),

,

– допускаемая удельная статическая нагрузка, определяемая в зависимости от относительного зазора по графику [2, рис.14.9, стр.378].

.

.

По значению относительного зазора =0,015 и угла контакта шариков и профиля резьбы β= , по графику можно определить [1, рис.14,7, стр.377], из графика следует, что .

Допускаемая осевая статическая нагрузка:

, (6.11)

Условие прочности Q выполнено.

Зубья сектора рассчитывают на изгиб и на контактную прочность.

Напряжения при изгибе:

(6.12)

где, – окружное усилие на секторе;

y – коэффициент формы зубьев, определяемый по таблицам для полного зубчатого колеса, частью которого является сектор (y=4,3);

b – ширина зубьев (b=38 мм);

t – шаг зубьев сектора (t=20,86 мм);

k – коэффициент перекрытия (k=1,68).

, (6.13)

=250 МПа – условие выполняется.

Контактные напряжения:

(6.14)

где α=20º – угол зацепления.

Так как МПа – условие выполняется.