Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Рабочие процессы и основы расчета мобильных и стационарных энергетических средств. Методические указания для выполнения практических занятий и самосто
.pdf
51
тельной степени трением качения (ролик вместо сектора, гайка с шариками в винтовых канавках) позволила повысить КПД до 0,9.
Большое значение имеет обратимость рулевого механизма -
способность передавать усилие от сошки к рулевому колесу. Чем
больше в этом случае момент трения в рулевом механизме, тем
ниже его обратный КПД, тем более ослабленными передаются
толчки от дороги на рулевое колесо, но тем хуже стабилизация
управляемых колес. Поэтому желательно иметь обратный КПД
порядка 0,5...0,6.
Обычно передаточное число рулевых механизмов не изменяется или мало изменяется от угла поворота рулевого колеса. Однако
применение переменного передаточного числа с и
<90° и и
< 10 при θ
р.м
>180° может улучшить управляемость ав-
р.к
= 25 при θ
р.м
р.к
<
томобилем за счет повышения точности управления и снижения
передачи толчков от дороги при больших скоростях движения и за
счет повышения маневренности при малых скоростях движения.
Рис. 5.5. Рулевой механизм с глобоидным червяком и роликом:
Р - окружная сила; Q осевая сила; R - радиальная сила; t - шаг червяка; Δ - смещение оси ролика относительно оси червяка
Рулевой механизм с глобоидным червяком и роликом (рис.
5.5) имеет передаточное число для среднего положения
и
= 2πr2/(tzч),
р.м
где r2 - начальный радиус глобоиды червяка; t - шаг винтовой
линии; zч - число заходов червяка.
52
От среднего положения к крайним и
tgPPQR
2
2
2
2
21
КПД η
= 0,8...0,85, обратный КПД - 0,7.
р.м
возрастает на 5...7%;
р.м
Силы, действующие на червяк, такие же, как и на цилиндрическое зубчатое колесо: окружная Р1 = M
, осевая Q1 = Р1tgβ1 ра-
р.к/r1
диальная R1 = Р1tgα/cosβ1, где α - угол зацепления; β1 - угол спирали. Силы, действующие на ролик: Р2 = Q1, Q2 = Р1, R2 = R1.
Рулевой механизм винт-гайка и рейка-сектор (рис. 5.6) име-
ет передаточное число
и
= 2πr2/t,
р.м
где r2 - радиус начальной окружности сектора; t - шаг винта.
Рис. 5.6. Рулевой механизм типа винт-гайка и рейка-сектор:
Р - окружная сила; Q - осевая сила; R - радиальная сила; t - шаг вин-
та; δ2 - угол наклона зубчатого сектора
Коэффициент полезного действия η
= 0,85...0,9, обратный
р.м
КПД - 0,82. Зубья сектора прямые, но Q2 ≠ 0 из-за наклона зубьев
(конус с δ2 = 7...9о служит для регулировки зацепления). Для винта
Р
= M
1
диальная сила
, Q1 = Р2. Кроме того, на винт от сектора передается ра-
р.к/r1
. Остальные силы: Р1 =
M
р.кир.м/r2
, Q2 = Р2 tgα sinδ2, R2 = Р2 tgα cosδ2.
Рулевой механизм шестерня-рейка (рис. 5.7) имеет переда-
точное число рулевого управления
и
= lcosθ/rш.
р.у
Коэффициент полезного действия (прямой и обратный) η
р.у
=
= 0,9. Передаточное число в небольших пределах изменяется из-за
изменения угла 0.
53
Рис. 5.7. Схема сил в
рулевом механизме типа
шестерня-рейка:
rш - радиус шестерни; r
р.к
- радиус рулевого колеса; l длина рычага; θ - угол поворота рычага
При нарезке зубьев рейки с увеличением шага по мере удаления от центрального положения можно получить значительное
изменение и
=М
, R1 = Р1tgα.
р.к/rш
по заданному закону. При прямых зубьях Р2 =
р.у
Материалы деталей рулевого управления. Вал рулевого ко-
леса и тяги обычно изготовляют из бесшовных труб (сталь 20, 35,
45); палец шарниров - из сталей 18ХГТ, 15ХН и других с твердостью поверхности 56...63 HRC. Детали рулевого механизма: картеры - из ковкого чугуна КЧ35-10, КЧ37-12; червяки - из сталей 35Х,
30ХН с твердостью поверхности 45...52 HRC; ролики - из сталей
15ХН, 18ХГТ с 52...56 HRC; винты, винтовые гайки, секторы и валы сошки - из стали 18ХГТ с 56...63 HRC.
Контрольные вопросы:
1. В чем состоит рабочий процесс рулевого управления?
2. Как классифицируют рулевые управления, а также (при управ-
ляемых колесах) рулевые приводы и рулевые механизмы?
3. Перечислите требования к рулевым управлениям. Какими кон-
структивными мероприятиями они обеспечиваются?
4. Перечислите основные типы рулевых механизмов, их особенности.
5. Назовите достоинства и недостатки усилителей рулевого управ-
ления, их основные оценочные параметры.
6. Назовите материалы, применяемые для изготовления основных
деталей рулевого управления.
54
Практическое занятие №6
Рабочие процессы тормозных систем
Барабанные тормозные механизмы. Тормозные механизмы
предназначены для создания тормозных моментов. Рабочий процесс тормозных механизмов в основном определяется особенностями схемы сил на них.
Приняв постоянным распределение давления р = const (справедливо для приработанных накладок) по дуге β накладки и расположение равнодействующей Х1 в центре этой дуги, получим для
одной колодки
Х
= рβrбb, Mт1 = μХ1rб, (6.1)
1
где rб = dк/2 - радиус барабана, rб = (20...30) мм; dк - диаметр
обода колеса; b - ширина накладки; ц - коэффициент трения;
обычно β = 1,6... 1,8 рад, р
< 2,5 МПа при экстренном торможе-
max
нии, μ = 0,3...0,35.
Величина тормозного момента Мт зависит от расположения
опор колодок и конструкции разжимного устройства. Найдем зависимость Мт от приводных сил Р для тормозного механизма с односторонними опорами (на рис. 6.1 показаны силы, приложенные
к колодкам).
Рис. 6.1. Схема сил в колодочном тормозном механизме:
Р - приводные силы; R - реакции в опорах; а, с, е, r - размеры
При направлении вращения барабана против хода часовой
стрелки левая колодка будет активной - она прижимается к бара-
55
бану силой μХ1, правая будет пассивной - она отжимается от барабана силой μХ2. Из уравнений моментов относительно точек О1 и
О
получаем
2
Х
= P1(a + c)/(c - μe) и Х2 = P2(a + c)/(c + μe). (6.2)
1
Тормозной момент двух колодок
Mт = μrб(Х1 + Х2) = μrб(a + c)[P1(c - μe) + P2(c + μe)]. (6.3)
Наиболее распространены следующие конструкции тормозных
механизмов.
Рис. 6.2. Схемы колодочных тормозных механизмов:
а - с равными перемещениями; б - с равными приводными силами; в
- с разнесенными опорами; г - с большим самоусилением; Р - приводные
силы; R - реакции в опорах
Тормозной механизм с односторонними опорами и равными
перемещениями колодок: S1 = S2 (разжимной кулак зафиксирован
в опорах - рис. 6.2, а), Р1 < Р2 (Р2 = 2Р1), X1 = Х2, тогда из уравнения (6.2)
P1(c - μe) = P2/(c + μe),
Mт = 2μrбP1(a + c)/(c - μe) = Mтs. (6.4)
Этот тормозной механизм уравновешен по радиальным силам
(X1 = Х2), износ обеих колодок одинаков.
Тормозной механизм с односторонними опорами и равными
приводными силами: Р1 = Р2 - рис. 6.2, б (цилиндр гидропривода,
а также плавающий кулак, клин), X1 > Х2 и
Mт = 2μrбP1(a + c)c/(c2 – μ2e2) = Mтsc/(c + μe) = 0,7Mтs. (6.5)
Этот тормозной механизм неуравновешен по радиальным силам X1 > Х2), износ активной колодки выше, чем пассивной, если
их размеры одинаковы.
56
Тормозной механизм с разнесенными опорами (рис. 6.2, в) -
обе колодки активные (при движении задним ходом - обе пассивные). Если Р1 = Р2 (цилиндр гидропривода, клин), тогда
M
= μrбP1(a + c)[1/(c - μe) + 1/(c + μe)] = Mтs. (6.6)
т.раз
Этот тормозной механизм уравновешен, износ колодок одинаков.
Тормозной механизм с большим самоусилением в одном
направлении (рис. 6.2, г): Rx2 = Rx1 = X1 – P1(Rx2 = 2Р1), Р2 = 0 и
M
= μrбP1(a + c)2/(c - μe)2 = 0,5Mтs(a + c)/(c - μe) = 1,4Mтs. (6.7)
т.c
Обе колодки активные (при движении задним ходом - обе пассивные). Приводная сила только одна – Р1 а для второй колодки
функции приводной силы выполняет Rx2 = 2Р1.
Этот тормозной механизм имеет значительную неуравновешенность и значительно больший износ второй (правой на рис.
6.2, г) колодки.
При c - μe = 0 активная колодка прижимается к барабану даже
при Р = 0 (заклинивает), что недопустимо. Должно быть с > μe.
Дисковые тормозные механизмы бывают двух типов: с вращающимся диском (открытый); с вращающимся корпусом (закрытый).
Рис. 6.3. Схемы дисковых тормозных механизмов:
а - с вращающимся диском; б - с вращающимся корпусом; 1 - корпус; 2 - поршень
57
Тормозной механизм с вращающимся диском (рис. 6.3, а)
имеет следующие особенности по сравнению с колодочными тормозами: меньшую массу; хороший отвод теплоты; уравновешенность осевых, но не окружных сил при одной паре плоских колодок; меньшие зазоры между поверхностями трения (0,1 ...0,15 мм
вместо 0,35...0,5 мм у колодочных тормозных механизмов) и
меньший ход поршня (0,35...0,40 мм вместо 1,5...2,0 мм у колодочных тормозных механизмов); худшую защиту от влаги и грязи и в
2…3 раза большие износы из-за давлений на накладках, достигающих 5 МПа при экстренных торможениях.
Величина тормозного момента
Mт = μPrсрn (6.8)
не зависит от направления вращения (п - число плоских колодок, обычно п = 2).
Вместо двух поршней 2 может применяться один, но в этом
случае корпус 1 выполняется плавающим, перемещающимся вдоль
оси поршня.
Тормозной механизм с вращающимся корпусом (рис. 6.3, б)
имеет две пары трущихся поверхностей и несколько шариков в
лунках. Один из дисков имеет упор. При неподвижном корпусе
Mт = 2μNrср = 2μPrсрrцnц/(rшtgα), (6.9)
так как Prцnц - Nrшtgα = 0 (сумма моментов относительно оси тормозного механизма), где rср - средний радиус поверхности трения;
rц, rш - расстояния от оси вращения до оси рабочего цилиндра и до
оси шарика; пц - число рабочих цилиндров.
При вращении корпуса
Mт = 2μNrср = 2μPrсрrцnц/(rшtgα - μrср), (6.10)
так как в этом случае Prцnц - Nrшtgα + Nμrср = 0. Чтобы тормоз-
ной механизм не заклинивал, должно быть tgα > μrср/rш. Обычно
α= 30...35°.
Сравнительный анализ механических тормозных механиз-
мов. Обычно для сравнения используют следующие критерии:
тормозная эффективность, стабильность, уравновешенность.
Тормозную эффективность нельзя сравнивать по уравнениям
тормозных моментов, так как в разных тормозных механизмах для
58
их создания необходимы различные по величине приводные силы
Тормозной механизм
kэ
kэ в % от
барабанного
механизма с
S1=S2
Барабанный с S1=S2 (см. рис. 6.2, а)
0,70
100
Барабанный с Р1 = Р2 (см. рис. 6.2, б)
0,81
116
Барабанный с разнесенными опорами (см. рис. 6.2, в)
1,11
159
Барабанный с большим самоусилением (см. рис. 6.2, г)
3,54
505
Дисковый с вращающимся диском (см. рис. 6.3, а)
0,35
50
Дисковый с вращающимся корпусом (см. рис. 6.3, б)
2,0
286
μ
0 0,1 0,2 0,3
Рис. 6.4. График, характери-
зующий стабильность тормозного момента тормозных механизмов:
1 - с равными перемещениями; 2 - с
равными приводными силами; 3 - с
разнесенными опорами; 4 - с большим самоусилением; 5 - дисковых с
вращающимся диском
Р. Поэтому применяют коэффициент эффективности kэ = Мт/Мр,
где Мр = ΣPrтр - момент, вычисленный по приводным силам Р и
радиусу приложения сил трения rтр = rб (или rср для дискового
тормозного механизма).
Табл. 6.1. Сравнение тормозных механизмов по коэффициенту
эффективности
Сравнение тормозных механизмов по коэффициенту эффективности приведено в табл. 6.1.
В табл. 6.1 приведены значения kэ при е1 = е2 = 0,85rб, а = с =
= 0,8rб, μ = 0,35.
59
Итак, по коэффициенту эффективности kэ наилучшим является
тормозной механизм с большим самоусилением, а дисковый с
вращающимся диском по этому критерию в 10 раз хуже. Если бы
нужно было разместить в заданных малых габаритах тормозной
механизм с наибольшим тормозным моментом при наименьшей
приводной силе, то следовало бы использовать тормозной механизм с большим самоусилением. Однако для автомобилей задача
иная: разместить в ободе колеса тормозной механизм, создающий
максимальный тормозной момент М
φ
maxG1сц
ления, G
, φ
= 1,0 - максимально возможный коэффициент сцеп-
max
- сцепной вес, приходящийся на одно колесо. Для ре-
1сц
т max
= P
rк, где P
т max
т max
=
шения такой задачи годится любой из рассмотренных тормозных
механизмов. Гораздо важнее другой критерий - стабильность.
Стабильность величины тормозного момента зависит от многих факторов и прежде всего от изменения коэффициента трения μ
(рис. 6.4, линии 1-5 соответствуют тормозным механизмам по
табл. 6.1), причем стабильность оценивается с помощью коэффициента k = (Mт/μ)/(Mт0/μ0), индекс 0 соответствует μ = 0,3.
Наибольшую чувствительность к μ имеют тормозные механизмы с
более высоким коэффициентом эффективности kэ. Для автомобилей гораздо важнее небольшое повышение k, чем значительное
повышение kэ.
Уравновешенность сил, особенно радиальных, уменьшает
нагруженность подшипников колес.
Тормозные барабаны, колодки и их опоры должны обладать
высокой жесткостью для снижения износа и шумности («скрипа»).
Скрип тормозов обычно вызывают высокочастотные вибрации
(500...1500 Гц и выше) барабана и колодки, а также значительная
разница в статическом и динамическом коэффициентах трения.
Тормозные приводы. Для повышения надежности привод,
кроме механического, должен иметь не менее двух независимых
контуров, для повышения эффективности - усилитель и регулятор
тормозных сил, а также антиблокировочную систему.
Механический привод применяется только в стояночных тор-
мозных системах. Он прост - обычно это тросы и уравнительные
рычаги, а при пневматическом приводе рабочей тормозной системы тормозные камеры среднего и заднего мостов на стоянке
60
включаются пружинами, выключаются сжатым воздухом, время
действия не ограничено, но имеет низкий КПД (0,8...0,85 и менее),
большие упругие деформации (действительный ход рычага Sрд =
=(1,2... 1,4)Sp, где Sp - расчетный ход).
Гидравлический привод обеспечивает одновременность дей-
ствия тормозных механизмов, обладает следящим (по усилию)
действием, высоким КПД (0,92...0,98), малым временем срабатывания, но возможно замасливание тормозных механизмов при
утечке жидкости и даже выход из строя, а при to < -30 °С - снижение эффективности из-за загустевания жидкости. При служебных
торможениях давление в системе р0 = 0,4Рпuпηп/(πd
2
) МПа, при
г
экстренных торможениях - 8...12 МПа, где Рп - усилие на педали;
uп - передаточное число от педали до главного тормозного цилиндра; dг - диаметр главного тормозного цилиндра.
Ход педали для двухосного автомобиля
Sп = uп[2d
2
(δ'1 + δ"1) + 2d
1
2
(δ'2 + δ"2)]/d
2
2
+ δ0uп, (6.11)
г
где d1, d2 - диаметры цилиндров передних и задних тормозных
механизмов; δ', δ" - перемещения поршеньков первой и второй колодки тормозного механизма; δ0 - зазор в приводе педали.
Силовое передаточное число гидравлического привода двухосного автомобиля
2
uс = 4(Р1 + Р2)/Рп = 4(d
1
+ d
2
2
)uпη/d
2
, (6.12)
г
причем для легковых автомобилей ис = 30...40, для грузовых - ис =
= 50...60. На рис. 6.5 приведены некоторые схемы рабочих тормозных систем с гидравлическим приводом.
Рис. 6.5. Некоторые схемы рабочих двухконтурных тормозных
систем с гидравлическим приводом:
a - с раздельными контурами; б - задний контур с дополнительными
передними рабочими цилиндрами; в - диагональная схема привода
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]