книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

равен примерно 4,7 [(см. выражение (XVI.27)]. Усилие на руле­

реактивного воздействия р равен 0,05 Н/Н-м (кг/кгс-м). Эффек­ тивные показатели усилителя соответствуют требованиям.

Усилители с компоновкой по четвертому варианту. Усилители с такой компоновкой снабжаются распределительными устрой-

Рис. XVI. 15. Рабочая характеристика усилителя ГАЗ (автомобиль ГАЗ-66)

ствами различных типов: типа Б (МАЗ-500 и модификации), типа В (МАЗ-537 и модификации), типа Б и В с центрирующими пружинами. На рис. XVI. 16 показана конструкция усилителя с РУ типа Б с центрирующими пружинами.

Усилие через палец 1 сошки, стакан 5 и тягу 4 передается на золотник 3. Смещение золотника 3 на величину ± Д 5 д приводит к включению усилителя. Шток 7 усилителя закреплен шарнирно на раме автомобиля. Корпус усилителя перемещается относи­ тельно поршня и через палец 6 ведет продольную тягу, связанную

слевым управляемым колесом автомобиля. Реактивные полости Г

иЕ обеспечивают «чувство дороги».

Висходном положении золотник зафиксирован предварительно поджатой пружиной 2. Следовательно, включение усилителя про­ изойдет тогда, когда усилие на пальце сошки превзойдет сопро­ тивление поджатой пружины, т. е. Ра ^ с (AS -f- ASÄ). Или

■РщАшЛр. М!р. М ^ с (ДД I Д С )

а

460

Наличие предварительно под­ жатой пружины более надежно фиксирует золотник в нейтраль­ ном положении и способствует снижению автоколебаний управ­ ляемых колес от самопроизволь­ ного включения золотника. Это обстоятельство является важ­ ным преимуществом золотника данного типа.

Рабочая характеристика уси­ лителя с четвертым вариантом компоновки II РУ типа Б с реак­ тивными пружинами может

~быть построена по следующим зависимостям (рис. XVI.12, и, рис. XVI. 16):

уравнение равновесия золот­ ника 3

м11Р-м = с (AS + ASa) +

+ P-J- (dl — dl),

(XVI.31)

уравнение равенства момен­ тов движущих и сопротивления, приложенных к управляемым колесам

Чр. М^Ш^цПр. ыЬ I

билей и самих усилителей раз­ ные.

461

Усилители с золотниковой системой типа В. Усилители с такой золотниковой системой послужили той основой, на которой по­ явились и развились усилители с золотниковыми системами А и Б. Дело в том, что РУ типа В обеспечивают только кинематическое слежение, не обладая слежением сидовым («чувство дороги»). Поэтому водитель при управлении автомобилем с таким усилите­ лем не чувствует трудностей поворота и хуже реагирует на дорож­ ную оостановку: после включения усилителя в раооту усилие на

самосвалов типа БелАЗ-540 и БелАЗ-548 приведена на рис. XVI. 17. Усилие на рулевом колесе при включенном усилителе составляет не более Рш0= 0 ,0 3 кН (3 кгс). Коэффициент эффективности из­ меняется в пределах от 1 до 26. При максимальном рабочем давле­ нии (р = 6 МПа = 60 кгс/см2) усилитель преодолевает момент со­ противления повороту Ms = 7,6 кН-м (760 кгс-м). Для преодоле­ ния этого момента сопротивления без усилителя потребовалось бы усилие на рулевом колесе Ршбу = 0,77 кН (77 кгс).

Усилие Ршбу на рулевом колесе без усилителя подсчитывается из выражения (XVI.32), в котором следует положить р — 0.

462

Тогда

Приняв іір т «^1,0 и помня, что Ms — 2%МЦ, окончательно получим (см. выражение XVI. 15)

Р= М-а

^ш (р. мПр.

Кэтому же выражению можно прийти, если воспользоваться урав­ нениями (XVI. 16) или (XVI.29).

Силовые цилиндры усилителей

Корпуса силовых цилиндров отливаются из сталей 35 и 40 (ЗИЛ, МАЗ, БелАЗ) или собираются из отдельных трубчатых элементов с последующей их сваркой (ГАЗ, УралАЗ). Штоки изготавливаются из сталей 40 или 45, хромируются и тщательно полируются. Поршни отливаются из чугуна СЧ 15—32 (ГАЗ, МАЗ, БелАЗ) или отковываются из сталей 18ХГТ (ЗИЛ). Чистота рабочих поверхностей (стенки цилиндра, штоки, поршни) выби­ рается по 7—8 классу. В качестве уплотнителей чаще всего исполь­ зуются чугунные (ЗИЛ, ГАЗ, МАЗ) или резиновые кольца (УралАЗ).

Для выполненных конструкций силовых цилиндров при давле­ нии жидкости р = 7 МПа (70 кгс/см2) касательные напряжения (напряжения, перпендикулярные образующей) составляют 40— 55 МПа (400—550 кгс/см2), а нормальные (напряжения, действую­ щие вдоль образующей) — 20—27 МПа (200—270 кгс/см2).

Конструкции насосов

Для питания гидравлических систем усилителей используются главным образом лопастные насосы двойного действия (автомобили ГАЗ-66, ЗИЛ-130, ЗИЛ-131, МАЗ-500, «Урал-375» и др.). Произво­ дительность этих насосов для автомобилей с одной управляемой

автомобилей за базовую модель насоса для гидравлических усили­ телей принят насос производства ЗИЛ.

На ряде многоосных автомобилей специального назначения (МАЗ-537, МАЗ-543П и др.) применяются лопастные насосы Л1Ф ЛЗФ и др., выпускаемые в серийном порядке для нужд общего

463

машиностроения. Совсем редко применяются насосы героторного типа (ГАЗ-13 «Чайка»). Для некоторых автомобилей (БелАЗ-540, БелАЗ-548 н др.), у которых гидравлический усилитель включен параллельно гидрооборудованию самосвальных платформ, ис­ пользуются высокопроизводительные шестеренчатые насосы типа НШ-46 (производительность до 30—60 л/'мпн).

Производительность насосов гидроусилителей выбирается из условий, при которых силовой цилиндр (СЦ) должен успевать поворачивать управляемые колеса автомобиля быстрее, чем это может делать водитель. В противном случае при быстрых поворо­ тах неизбежно «утыканпе» золотника (появление по торцам кон­

рость поршня силового цилиндра, м/сек.

Например, для усилителя с компоновкой по четвертой схеме

По опытным данным, максимальная кратковременная скорость вращения рулевого колеса примерно составляет: для легковых автомобилей пш = 1,5 -4-1,7 об/с, для грузовых /гш = 0,5 -=-1,2 об/с.

На привод насосов гидроусилителей затрачивается от 2 до 4% мощности основного двигателя. Так, затраты мощности на привод насосов Л1Ф и ЛЗФ при р = 6,5 МПа (65 кгс/см2) и лн = 950 об/мин соответственно равны 3,45 кВт (4,7 л. с.) и 7,06 кВт (9,6 л. с.).

В качестве рабочих жидкостей в гидроусилителях используются масла турбинные 22 или индустриальные 20 (летом) и веретенное 2 или индустриальное 12 (зимой).

464 ■

Для районов Крайнего Севера, а также при температурах ниже

—40° С рекомендуется масло АМГ-10 или смесь, состоящая из 30% масла МТ-16п (или МС-14) и 70% масла веретенного АУ и др.

§ 80. ОСНОВЫ РАСЧЕТА РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ

При проектировании рулевых управлений выполняется обычно два вида расчетов: 1) кинематический расчет рулевого привода; 2) прочностной расчет узлов и деталей рулевого управления.

Кинематический расчет рулевого привода

Основной задачей его является определение оптимальных пара­ метров рулевой трапеции и подбор требуемых значений передаточ­

Как видно из выражений (XVI.36) и (XVI.36 а), разность ко­ тангенсов углов поворота внешнего и внутреннего управляемых колес должна быть всегда величиной постоянной, а мгновенный центр поворота автомобиля (точка 0) должен лежать на продол­ жении неуправляемой оси. Только при соблюдении этих теорети­ ческих условий все колеса автомобиля на повороте будут дви­ гаться без скольжения, т. е. иметь чистое качение.

От рулевой трапеции требуется, чтобы она обеспечивала выте­ кающие -из геометрии поворота соотношения между углами по­ ворота управляемых колес.

465

Можно показать, что устанавливаемое рулевой трапецией соот­ ношение между углами такое (рис. XVI. 1, я):

Y B'- -(- m2 — 2Bin sin (Ф -}- ß)

где Ф — угол наклона боковых рычагов трапеции; т — длина ^боковых рычагов трапеции.

Из сравнения выражений (XV 1.36) и (XV 1.37) нетрудно уста­ новить, что они нетождественны, а следовательно, неизбежно существование разницы между теоретически необходимыми углами поворота и фактическими, задаваемыми рулевой трапецией.

Однако подбором углов Ф п длин т боковых рычагов при за­ данной величине В можно с достаточно высокой точностью при­ близить фактическую зависимость а = f (ß) к теоретически не­ обходимой. Существует ряд методик подбора параметров рулевой трапеции. Результаты их в конечном счете примерно равноценны.

При подборе параметров рулевой трапеции по уравнениям (XV 1.36) и (XVI.37) или графическим способом полезно ориен­ тироваться на статистические данные по выполненным кон­ струкциям.

Анализ показывает, что для современных грузовых автомоби­

лей отношение — = 0,14 ч-0,20, а Ф — 60 ч-75°. Большие зна-

п

чения т/п и меньшие Ф соответствуют, полноприводным маши­ нам. Кинематический расчет в окончательном виде должен уточ­ няться данными, связанными с уводом колес.

Прочностной расчет рулевого управления

Ведется с учетом конструктивных особенностей рулевого управ­ ления и варианта компоновки автомобиля. При отсутствии в руле­ вом управлении усилителя расчетная нагрузка на детали опреде­ ляется по максимально возможному окружному усилию, которое может быть приложено к ободу рулевого колеса: РШІШ1Х = 0,50-ь ч-0,60 кН (50—60 кгс). Для автомобилей, оборудованных усили­ телями, расчетная нагрузка для деталей выбирается дифференци­ рованно. Если усилитель встроен-в рулевой механизм (ЗИЛ-130, ЗИЛ-131 — рис. XVI.9, я), то на все детали рулевого .механизма (за исключением рулевого вала) и детали привода (за исключением рулевой трапеции) воздействуют усилие от рулевого колеса и уси­ лие усилителя. В худшем случае для указанных деталей эти на­ грузки могут быть весьма значительны, если дорожные условия требуют от усилителя работы на предельном режиме (р = ртах), а Литах = Лису max -f-АР, где АР — дополнительное усилие на рулевом колесе, которое необходимо приложить, когда усилитель

466

на предельном режиме не в состоянии преодолеть внешние сопро­ тивления. Маловероятно, но не исключено, что АР может дости­ гать 0,40—0,50 кН (40—50 кгс).

При установке усилителя в рулевой трапеции (см. рис. XVI. 12, а и б) детали рулевой трапеции рассчитываются по предельному усилию усилителя (при р = ршах), а рулевой механизм и продольная тяга с рычагами — по Рштак = РШСушах + АР (см. рис. XVI. 15).

Когда усилитель размещен в продольной тяге (см. рис. XVI.9, в),, расчетный режим нагружения рулевого механизма не отличается от только что рассмотренного. Продольная же тяга нагружена совместной нагрузкой — от усилителя и от рулевого колеса; руле­ вая трапеция — частью общей нагрузки, так как другая часть, общей нагрузки затрачивается на поворот левого управляемогоколеса.

В качестве контрольных нагрузок, действующих на детали рулевого управления, могут быть взяты нагрузки, возникающиепри наездах управляемых колес на дорожные неровности, а такженагрузки, возникающие в рулевом приводе при торможении из-за неодинаковых тормозных сил на управляемых колесах. В част­ ности, для автомобиля с одной передней управляемой осью, когда одно из управляемых колес при торможении находится на плохой дороге (срх я» 0), а другое на хорошей (ср2 = фтах), вся тормознаясила этого колеса частично гасится сопротивлением усилителя, частично — усилием на рулевом колесе. При отсутствии (выходе из строя) усилителя вся нескомпенсированная тормозная сила передается на рулевое колесо. Для последнего случая справедливо

дополнительные расчеты, которые позволят полнее оценить проч­ ностные характеристики рулевого управления.

4бГ

автомобиля в пределах 380—550 мм.

Размеры поперечного сечения вала по длине неодинаковы, неодинаков в ряде случаев и материал его составных частей (руле­ вой вал ЗИЛ-130, ЗИЛ-131, «Урал-375» и др.). Напряжения круче­ ния в опасных сечениях вала для выполненных конструкций ру­

кость (по величине допускаемых деформаций), а отдельные сопря­ жения также на удельное давление и смятие.

- Отметим здесь, что в связи со сравнительным характером про­ ектных и поверочных расчетов к. п. д. рулевых механизмов и при­ водов принимается равным единице.

Спироидный рулевой механизм типа цилиндрический червяк — боковой сектор (рис. ХѴІ.З и XV1.4). Напряжения изгиба опреде­ ляются для сектора, который менее прочен, чем червяк

дуль (осевой) зацепления по начальной окружности; b — радиаль­ ная длина зуба сектора; къ — коэффициент перекрытия (&2 =

=1,5=1,8).

Для выполненных конструкций червячно-спироидных рулевых

механизмов (КрАЗ-214, «Урал-375»), исправно работающих в экс­ плуатации, G = 250=350 МПа (2500—3500 кгс/см2).

Контактные напряжения сжатия для зубьев сектора

где а — угол зацепления (для рулевых механизмов автомобилей КрАЗ-214 а = 26° 34'); Е — модуль упругости второго рода [для сталей Е = 200 ГПа (2- ІО6 кгс/см2)]; г1э, г2э — эквивалентные начальные радиусы червяка и сектора.

468

Так как cos бх = 1, a cos 62 = 0, то после подстановки окон­ чательно получим

Чрезмерные контактные напряжения приводят к явлениям по­ верхностной усталости металла: поверхность зубьев выкраши­ вается (питтинг). Для выполненных конструкций червячно-спиро- идных передач асж ==^1,0 ч-1,5 ГПа (10 000— 15 000 кгс/см2).

Упорная бронзовая шайба С нагружена осевой силой сектора. Удельное давление на шайбу

кую прочность на изгиб. Поэтому основное внимание в расчетах уделяется износостойкости и контактной прочности. Оценка дается п о_величине напряжений сжатия, которые с достаточным прнбли-. жением равны

a = « і

и С Ж р '

Если вместо Qx и F подставить их значения

Qi = -pitg ß i = : ш тах'ѵш<Ru tg ßo

F = і ТГ [(фі — Sill Cpi) Гін -f- (ф2 — Sin ф2) Г2н],

где і — число работающих гребней ролика; г1н, г2н— наружные радиусы червяка и ролика; фх и ф2— центральные углы контакт­ ной площади, то окончательно получим

Для рулевых механизмов данного типа с трехгребневым роли­ ком, подтверждающих высокие качества в эксплуатации, стсж =

469