Calculul mecanismelor de control al vehiculului. Mașini

Sarcinile din elementele de direcție și ale mecanismului de direcție sunt determinate pe baza următoarelor două cazuri de proiectare:

Conform unei forțe de proiectare date pe volan;

În funcție de rezistența maximă la rotația roților direcționate pe loc.

La conducerea pe drumuri denivelate sau la frânarea cu coeficienți de frecare diferiți sub roțile direcționate, o serie de părți de direcție percep sarcini dinamice care limitează rezistența și fiabilitatea direcției. Impactul dinamic este luat în considerare prin introducerea coeficientului de dinamism k d = 1,5...3,0.

Forța estimată asupra volanului pentru mașini P PK = 700 H . Pentru a determina forța asupra volanului prin rezistența maximă la răsucirea roților de direcție la locul lor 166 Direcție
este necesar să se calculeze momentul de rezistenţă la rotaţie după următoarea formulă empirică

M c \u003d (2p o/3)V Despre ъ to / r sh ,

unde p o - coeficientul de aderență la întoarcerea roții la fața locului ((p o \u003d 0,9 ... 1,0), G k - sarcina pe volan, p w - presiunea aerului în anvelopă.

Forța volanului pentru a se întoarce pe loc

Р w = Mc /(u a R PK nPp y),

unde u a - raportul de transmisie unghiular.

Dacă valoarea calculată a forței asupra volanului depășește forța de proiectare condiționată indicată mai sus, atunci este necesară instalarea unei servodirecție pe mașină. Arborele de direcție. În majoritatea modelelor, este făcut gol. Arborele de direcție este încărcat cu moment

M RK = P PK R PK .

Tensiunea de torsiune a arborelui tubular

m = M PK D/. (8,4)

Tensiunea admisibilă [t] = 100 MPa.

Se verifică și unghiul de răsucire al arborelui de direcție, care este permis în intervalul de 5 ... 8 ° pe un metru de lungimea arborelui.

Sistemul de direcție. Pentru un mecanism care include un vierme globoid și o rolă, se determină stresul de contact în plasă

o= Px /(Fn) , (8,5)

P x - forța axială percepută de vierme; F este aria de contact a unei creaste de role cu viermele (suma suprafețelor a două segmente, Fig. 8.4) și numărul de creste de role.

Forta axiala

Px = Mrk /(r wo tgP),

Materialul viermelui este oțel zincat ZOH, 35X, 40X, ZOHN; material role - oțel călit 12ХНЗА, 15ХН.

Tensiunea admisibilă [a] = 7...8 MPa.

Pentru un mecanism cu cremalieră cu șurub în legătura „piuliță cu bile cu șurub”, se determină sarcina radială condiționată P 0 per o bilă

Р w \u003d 5P x / (mz COs - $ con),

unde m este numărul de spire de lucru, z este numărul de bile dintr-o tură, 8 con este unghiul de contact al bilelor cu canelurile (d con = 45 o).

Trebuie luat în considerare faptul că cele mai mari sarcini din perechea de șuruburi au loc atunci când amplificatorul nu funcționează.

Dinții de sector și de cremalieră sunt calculați pentru îndoire și tensiune de contact în conformitate cu GOST 21354-87, în timp ce conicitatea dinților sectorului este neglijată. Forța circumferențială asupra dinților sectorului

P sec \u003d M Rkbm / r ceK + P^W /4 ,

unde r ceK este raza cercului de pornire al sectorului, p W este presiunea maximă a fluidului în rapel, E Hz este diametrul cilindrului hidraulic de rapel.

Al doilea termen se aplică dacă amplificatorul încarcă cremalierul și sectorul, adică atunci când mecanismul de direcție este combinat cu un cilindru hidraulic.

Material sector - oțel 18KhGT, ZOH, 40Kh, 20KhNZA, [a și] = 300 ... 400 MPa, [o com] = 1500 MSH.

Arborele de direcție. Tensiunea de torsiune a arborelui bipodului în prezența unui amplificator

Tensiunea echivalentă se calculează conform celei de-a treia teorii a rezistenței. Material bipied: oțel 30, Fig. 8.5. Schema de proiectare a brațului de direcție 18KhGT, [<У экв ] = 300...400 МПа.

Bipod cu degetul cu bile. Stresul de încovoiere

Material: oțel 40X, 20XH3A. Tensiunea admisibila = 300...400MPa. Tensiunea de colaps (presiunea care determină rezistența la uzură a unui știft cu bilă cu diametrul bilei d„,)

q = 4 P oo0 /(nd0), [q] = 25...35 MPa. Direcție

Efort de forfecare în zona secțiunii transversale a știftului cu bile de la bază

o cf = Roo0 /F m , [o cf ] = 25...35 MPa. (8,12)

Împingerea longitudinală (Fig. 8.6). Forța P co0 provoacă tensiuni de compresiune-întindere și flambaj a tijei.

Stresul compresiv

O<ж = Рсо0 /F, (8.13)

unde F este aria secțiunii transversale a împingerii.

Tensiunea critică la flambaj

Mediu \u003d P EJ / (L T F), (8.14)

unde L T este lungimea împingerii longitudinale, J \u003d n (D 4 -d 4) / 64 este momentul de inerție al secțiunii transversale.

Marja de stabilitate a tracțiunii

8 \u003d ° kr / o szh \u003d f 2 EJ/(P com LT).

Material: oțel 20, oțel 35.

Maneta pivotanta. Brațul pivotant este încărcat cu o forță de încovoiere P co0 și un moment de torsiune R cosh 1 .

Stresul de încovoiere

Ou \u003d P tsh * / Wu. (8,15)

Stresul de torsiune

^ = P m J/Wk . (8,16)

Material: oțel 30, oțel 40, 40HGNM. [o] = 300...400 MPa.

Trimiteți-vă munca bună în baza de cunoștințe este simplu. Utilizați formularul de mai jos

Studenții, studenții absolvenți, tinerii oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vor fi foarte recunoscători.

postat pe http://www.allbest.ru/

Mecanisme de control

1. Direcție

Scopul direcției și modelului de întoarcere a mașinii

Direcția este utilizată pentru a schimba direcția vehiculului prin rotirea roților direcționate din față. Este alcătuit dintr-un mecanism de direcție și un mecanism de direcție. La camioanele grele, servodirecția este utilizată în direcție, ceea ce facilitează conducerea, reduce șocurile la volan și crește siguranța în trafic.

Model de întoarcere a mașinii

Mecanismul de direcție servește la creșterea și transmiterea către volan a efortului aplicat de către șofer asupra volanului. Mecanismul de direcție transformă rotația volanului în mișcare de translație a tijelor de antrenare, determinând rotirea roților directoare. În acest caz, forța transmisă de șofer, de la volan la roțile de viraj, crește de multe ori.

Acționarea direcției, împreună cu mecanismul de direcție, transmite forța de control de la șofer direct către roți și astfel asigură rotirea roților direcționate la un unghi dat.

Pentru a efectua un viraj fără alunecare laterală a roților, toate trebuie să se rostogolească de-a lungul unor arce de lungimi diferite, descrise din centrul virajului O, vezi fig. În acest caz, roțile directoare din față trebuie să se rotească în unghiuri diferite. Roata interioară în raport cu centrul de rotație ar trebui să se rotească prin unghiul alfa-B, cea exterioară - printr-un unghi mai mic alfa-H. Acest lucru este asigurat de biele și pârghiile transmisiei de direcție sub formă de trapez. Baza trapezului este grinda 1 a osiei din față a mașinii, părțile laterale sunt pârghiile pivotante stânga 4 și dreapta 2, iar partea superioară a trapezului formează o tijă transversală 3, care este conectată pivotant la pârghii. De pârghiile 4 și 2 sunt atașate rigid știfturi de pivotare 5 roți.

Unul dintre brațele pivotante, cel mai adesea brațul stâng 4, este conectat la mecanismul de direcție prin intermediul articulației longitudinale 6. Astfel, atunci când mecanismul de direcție este acționat, articulația longitudinală, deplasându-se înainte sau înapoi, face ca ambele roți să se rotească la diferite. unghiuri în conformitate cu modelul de întoarcere .

mecanism de control al direcției mașinii

Scheme de direcție

Locația și interacțiunea pieselor de direcție care nu au amplificator pot fi văzute în diagramă (vezi figura). Aici, mecanismul de direcție constă dintr-un volan 3, un arbore de direcție 2 și un mecanism de direcție 1 format prin angrenarea unui angrenaj melcat (melcat) cu un opritor dintat, pe arborele căruia este atașat bipiedul 9 al mecanismului de direcție. Bipiedul și toate celelalte părți de direcție: tija longitudinală 8, brațul superior al bolțului de pivotare din stânga 7, brațele inferioare 5 ale bolțurilor de pivotare din stânga și din dreapta, tija transversală 6 constituie antrenamentul de direcție.

Rotirea roților directoare are loc atunci când se rotește volanul 3, care transmite rotația transmisiei de direcție 1 prin arborele 2. În acest caz, melcul angrenajului, care este cuplat cu sectorul, începe să miște sectorul în sus sau jos de-a lungul firului său. Arborele sectorial intră în rotație și deviază bipiedul 9, care, cu capătul său superior, este montat pe partea proeminentă a arborelui sectorial. Deviația bipodului este transmisă împingerii longitudinale 8, care se mișcă de-a lungul axei sale. Tija longitudinală 8 este conectată prin pârghia superioară 7 cu știftul de pivotare 4, astfel încât mișcarea sa provoacă rotirea știftului de pivot din stânga. Din aceasta, forța de rotire prin pârghiile inferioare 5 și legătura transversală 6 este transmisă la trunionul drept. Astfel, ambele roți se rotesc.

Roțile directoare sunt direcționate la un unghi limitat, egal cu 28-35°. Restricția este introdusă pentru a preveni atingerea roților de piesele suspensiei sau caroseria mașinii la virare.

Designul direcției depinde foarte mult de tipul de suspensie a roților directoare. Cu o suspensie dependentă a roților din față, în principiu, se păstrează schema de direcție prezentată în (Fig. a), cu o suspensie independentă (Fig. 6), tracțiunea de direcție devine ceva mai complicată.

2. Principalele tipuri de mecanisme de direcție și acționări

Sistemul de direcție

Oferă rotirea roților cu un efort mic asupra volanului. Acest lucru poate fi realizat prin creșterea raportului transmisiei de direcție. Cu toate acestea, raportul de transmisie este limitat de numărul de rotații ale volanului. Dacă alegeți un raport de transmisie cu un număr de rotații ale volanului mai mare de 2-3, atunci timpul necesar pentru a întoarce mașina crește semnificativ, iar acest lucru este inacceptabil din cauza condițiilor de trafic. Prin urmare, raportul de transmisie în mecanismele de direcție este limitat la 20-30 și pentru a reduce efortul asupra volanului, un amplificator este încorporat în mecanismul de direcție sau în unitate.

Limitarea raportului de transmisie al mecanismului de direcție este, de asemenea, asociată cu proprietatea de reversibilitate, adică capacitatea de a transmite rotația inversă prin mecanism către volan. Cu rapoarte mari de transmisie, frecarea în angrenajul mecanismului crește, proprietatea de reversibilitate dispare și autoreportarea roților direcționate după întoarcerea într-o poziție dreaptă este imposibilă.

Mecanismele de direcție, în funcție de tipul mecanismului de direcție, sunt împărțite în:

vierme,

şurub,

· Angrenaj.

Mecanismul de direcție cu transmisie melcat-rolă are un melc fixat pe arborele de direcție ca verigă de antrenare, iar rola este montată pe un rulment cu role pe același arbore cu bipied. Pentru a se angaja complet la un unghi mare de rotație al viermelui, viermele este tăiat de-a lungul unui arc de cerc - un globoid. Un astfel de vierme se numește globoid.

În mecanismul șurubului, rotația șurubului conectat la arborele de direcție este transmisă piuliței, care se termină cu o cremalieră cuplată cu sectorul angrenajului, iar sectorul este montat pe același arbore cu bipiedul. Un astfel de mecanism de direcție este format dintr-un mecanism de direcție de tip șurub-piuliță-sector.

În mecanismele de direcție cu roți dințate, mecanismul de direcție este format din roți dințate cilindrice sau conice, ele includ și un angrenaj cu cremalieră și pinion. În aceasta din urmă, angrenajul drept este conectat la arborele de direcție, iar cremaliera prinsă cu dinții angrenajului acționează ca o împingere transversală. Angrenajele cu cremalieră și pinionul și angrenajele cu role melcate sunt utilizate în principal la mașinile de pasageri, deoarece oferă un raport de transmisie relativ mic. Pentru camioane se folosesc mecanisme de direcție de tip melcat și șurub-piuliță, echipate fie cu amplificatoare încorporate în mecanism, fie cu amplificatoare plasate în mecanismul de cârmă.

Sistemul de direcție

Acționarea direcției este concepută pentru a transfera forța de la mecanismul de direcție către roțile direcționate, asigurând în același timp rotirea acestora la unghiuri inegale. Modelele de acționare a direcției diferă în ceea ce privește locația pârghiilor și a tijelor care alcătuiesc legătura de direcție în raport cu axa față. Dacă trapezul de direcție se află în fața axei față, atunci un astfel de design al mecanismului de direcție se numește trapezul de direcție față, cu o locație din spate - trapezul din spate. Designul suspensiei roții din față are o mare influență asupra designului și aspectului trapezului de direcție.

Cu suspensie dependentă, sistemul de direcție are un design mai simplu, deoarece este format dintr-un minim de piese. Tirantul în acest caz este realizat integral, iar bipiedul oscilează într-un plan paralel cu axa longitudinală a vehiculului. Este posibil să se efectueze o conducere cu un bipied care se balansează într-un plan paralel cu axa față. Atunci nu va exista nicio împingere longitudinală, iar forța de la bipod este transmisă direct la două împingeri transversale conectate la toroanele roții.

Cu suspensie independentă a roților din față, schema de conducere a direcției este structural mai complicată. În acest caz, apar părți suplimentare de antrenare care nu se află în schema dependentă de suspensie a roților. Designul tijei de direcție transversală este în curs de schimbare. Se realizează disecat, alcătuit din trei părți: tija transversală principală 4 și două tije laterale - stânga 3 și dreapta 6. Pentru a susține tija principală 4 servește pârghia pendulului 5, care ca formă și dimensiune corespunde bipodului 1. Legarea tijelor transversale laterale cu brate pivotante 2 trunoane si cu legatura transversala principala se realizeaza cu ajutorul unor balamale care permit deplasarea independenta a rotilor in plan vertical. Schema luată în considerare a mecanismului de direcție este utilizată în principal la autoturismele.

Acționarea direcției, făcând parte din controlul direcției mașinii, oferă nu numai capacitatea de a întoarce roțile directoare, dar permite și roților să oscileze atunci când se lovesc de denivelări pe drum. În acest caz, piesele de antrenare primesc mișcări relative în planul vertical și orizontal și, la întoarcere, transmit forțe care rotesc roțile. Conectarea pieselor pentru orice schemă de antrenare se realizează folosind îmbinări sferice sau cilindrice.

3. Dispozitivul și funcționarea mecanismelor de direcție

Sistemul de direcțiecu transmisie melcat-rola

Este utilizat pe scară largă în mașini și camioane. Principalele părți ale mecanismului de direcție sunt volanul 4, arborele de direcție 5, montat în coloana de direcție 3 și conectat la melcul globoid 1. Viercul este instalat în carcasa mecanismului de direcție 6 pe doi rulmenți conici 2 și este cuplat. cu o rolă cu trei crestături 7, care se rotește pe rulmenți cu bile pe axa . Axa rolei este fixată în manivela cu furcă a arborelui bipodului 8, care se sprijină pe bucșă și rulmentul cu role din carterul motorului 6. Angajarea melcului și rolei este reglată de șurubul 9, în a cărui canelura este treptat. se introduce tija arborelui bipodului. Fixarea spațiului specificat în angajarea viermelui cu rola este efectuată de o șaibă figurată cu un știft și o piuliță.

Mecanismul de direcție al mașinii GAZ-53A

Sistemul de direcție Carter 6 este prins cu șuruburi pe elementul lateral al cadrului. Capătul superior al arborelui de direcție are fante conice pe care se așează volanul și se fixează cu o piuliță.

Sistem de direcție cu transmisie tip șurub-piulițăa - șină - sector cu amplificator

Este folosit în direcția mașinii ZIL-130. Servodirecția este integrată structural cu mecanismul de direcție într-o singură unitate și are o acționare hidraulică de la pompa 2, care este antrenată de o curea trapezoidale de la fulia arborelui cotit. Coloana de direcție 4 este conectată la mecanismul de direcție 1 printr-un arbore cardan scurt 3, deoarece axele arborelui de direcție și mecanismul de direcție nu se potrivesc. Acest lucru se face pentru a reduce dimensiunile totale ale direcției.

Mecanismul de direcție al mașinii

Figura următoare arată mecanismul de direcție. Partea sa principală este carterul 1, care are forma unui cilindru. În interiorul cilindrului se află un piston - o șină 10 cu o piuliță 3 fixată rigid în el. Piulița are un filet interior sub formă de canelură semicirculară în care sunt încorporate bilele 4. Prin intermediul bilelor, piulița este cuplată. cu șurubul 2, care, la rândul său, este conectat la arborele de direcție 5. În partea superioară a carterului, carcasa 6 a supapei de control hidraulice este atașată la acesta. Elementul de control din supapă este tamburul 7. Dispozitivul de acționare al amplificatorului hidraulic este pistonul - șină 10, etanșat în cilindrul carterului cu segmente de piston. Șina pistonului este filetată cu sectorul dintat 9 al arborelui 8 al bipodului.

Sistem de direcție cu servomotor hidraulic încorporat

Rotirea arborelui de direcție este transformată prin transmiterea mecanismului de direcție în mișcarea piuliței - pistonul de-a lungul șurubului. În același timp, dinții cremalierei rotesc sectorul și arborele cu bipiedul atașat, datorită căruia roțile direcționate se învârt.

Când motorul funcționează, pompa servodirecției furnizează ulei sub presiune servodirecției, drept urmare, atunci când face o viraj, servodirecția dezvoltă o forță suplimentară aplicată mecanismului de direcție. Principiul de funcționare al amplificatorului se bazează pe utilizarea presiunii uleiului pe capetele pistonului - șine, ceea ce creează o forță suplimentară care mișcă pistonul și ușurează rotirea roților direcționate. [ unu ]

Model de întoarcere a mașinii

Unul dintre cele mai importante sisteme ale vehiculelor din punct de vedere al siguranței circulației este sistemul de direcție, care asigură deplasarea (virajul) acestuia într-o direcție dată. În funcție de caracteristicile de design ale vehiculelor cu roți, există trei moduri de a întoarce:

Prin rotirea roților directoare ale uneia, mai multor axe sau ale tuturor axei

Prin crearea unei diferențe între vitezele roților necontrolate din partea dreaptă și stângă a mașinilor (întoarceți „omida”)

Rotirea forțată reciprocă a legăturilor unui vehicul articulat

Vehiculele cu roți cu mai multe sau două brațe (trenuri rutiere), constând dintr-un tractor cu roți, remorcă (remorci) sau semiremorcă (semiremorci), se rotesc folosind doar roțile directoare ale tractorului sau tractorului și remorcii (semiremorcă) ) link.

Cele mai răspândite scheme de vehicule cu roți cu roți pivotante (direcționate).

Odată cu creșterea numărului de perechi de roți direcționate, raza minimă de viraj posibilă a mașinii scade, adică se îmbunătățește manevrabilitatea vehiculului. Cu toate acestea, dorința de a îmbunătăți manevrabilitatea prin utilizarea roților directoare din față și din spate complică semnificativ proiectarea conducerii lor de control. Unghiul maxim de rotație al roților directoare nu depășește de obicei 35 ... 40 °.

Scheme de întoarcere a vehiculelor cu două, trei și patru axe cu roți orientabile

Orez. Scheme de întoarcere a vehiculelor pe roți cu două, trei și patru osii cu roți orientabile: a, b - față; în - față și spate; f, g - prima și a doua axă; h - toate axele

Scheme de întoarcere a unui vehicul pe roți cu roți nedirecționate

Orez. Scheme de întoarcere a unui vehicul cu roți cu roți nedirecționate:

a - cu o rază mare de viraj; b - cu raza zero; Despre - centrul de rotație; V1, V2 - viteza părților întârziate și de rulare ale mașinii

Prin rotirea roților direcționate ale vehiculului, șoferul îl face să se miște pe o traiectorie cu o curbură dată în conformitate cu unghiurile de rotație ale roților. Cu cât unghiul de rotație al acestora este mai mare față de axa longitudinală a mașinii, cu atât raza de viraj a vehiculului este mai mică.

Schema de întoarcere „omidă” este utilizată relativ rar și în principal pe vehiculele speciale. Un exemplu este un tractor cu roți cu roți fixe și o transmisie care permite tractorului să se rotească aproape în jurul centrului său geometric. Roverul lunar autohton, care are un motor-roată electric cu formula 8×8, are aceeași schemă de viraj. Rotirea unor astfel de vehicule se efectuează la viteze inegale ale roților din diferite părți ale vehiculului. Un astfel de control al direcției se realizează cel mai simplu prin oprirea furnizării de cuplu pe partea laterală a mașinii care rămâne în urmă la întoarcere, a cărei viteză a roților scade din cauza frânării lor. Cu cât este mai mare diferența dintre vitezele V2 care rulează, adică exterioară în raport cu centrul de rotație (punctul O) și în urma V1 (internă față de centrul de rotație) laturi ale mașinii, cu atât raza mișcării sale curbilinie este mai mică. În cazul ideal, dacă vitezele tuturor roților de pe ambele părți sunt egale, dar direcționate în direcții opuse (V2 = -V1), vom obține o rază de viraj zero, adică mașina se va întoarce în jurul centrului său geometric.

Principalele dezavantaje ale autovehiculelor cu roți nedirecționabile sunt consumul crescut de energie pentru efectuarea unui viraj și mai multă uzură a anvelopelor în comparație cu vehiculele cu roți orientabile.

Scheme de întoarcere a vehiculelor articulate pentru tractoare de inginerie. Aceste mașini au o manevrabilitate bună (au o rază minimă de viraj mai mică decât mașinile convenționale cu aceeași bază și o adaptabilitate mai bună la drumurile denivelate (datorită prezenței balamalelor în cârligul tractorului și legătura remorcii) și oferă, de asemenea, posibilitatea de a utiliza mari dimensiuni. roți cu diametrul , ceea ce îmbunătățește permeabilitatea acestor vehicule.

Găzduit pe Allbest.ru

Documente similare

Asigurarea mișcării mașinii în direcția specificată de șofer ca scop principal al direcției mașinii Kamaz-5311. Clasificarea mecanismelor de direcție. Dispozitivul de direcție, principiul funcționării acestuia. Mentenanță și reparații.

lucrare de termen, adăugată 14.07.2016


Revizuirea schemelor și proiectelor comenzilor de direcție pentru automobile. Descrierea funcționării, ajustărilor și caracteristicilor tehnice ale unității proiectate. Calcul cinematic, hidraulic și servodirecție. Calculele de rezistență ale elementelor de direcție.

lucrare de termen, adăugată 25.12.2011


Principala cauză a blocajelor în trafic și cea mai bună opțiune pentru evitarea ambuteiajelor urbane. Caracteristicile conducerii într-un ambuteiaj. Reconstrucție pentru a transforma în trafic continuu. Ocolul obstacolului. Trecerea intersecțiilor reglementate. Ieșire pe drumul principal.

rezumat, adăugat 02.06.2008


Calculul direcției mașinii. Raport servodirecție. Momentul de rezistență la rotația roților direcționate. Calculul proiectării mecanismelor de direcție. Calculul mecanismelor de frânare, amplificatoarelor de antrenare hidraulice de frână ale unei mașini.

manual de instruire, adăugat 19.01.2015


Analiza proceselor de lucru ale unităților (ambreiaj, suspensie), controlul direcției și frânelor mașinii. Calcularea cinematică și a rezistenței mecanismelor și pieselor mașinii Moskvich-2140. Determinarea indicatoarelor de buna funcționare a mașinii (suspensie).

lucrare de termen, adăugată 03/01/2011


Sistemul de direcție al camionului. Controlul extern al stării tehnice a pieselor de antrenare, evaluarea funcționării limitatoarelor de viraj. Reglarea jocurilor în tiraj longitudinal. Lista posibilelor defecțiuni asociate cu sistemul de direcție.

lucrare de termen, adăugată 22.05.2013


Dispunerea generală a mașinii și scopul părților sale principale. Ciclul de lucru al motorului, parametrii funcționării acestuia și dispunerea mecanismelor și sistemelor. Unități de transmisie a puterii, șasiu și suspensie, echipamente electrice, direcție, sistem de frânare.

rezumat, adăugat 17.11.2009


Transfer și cutii de viteze suplimentare. Reducerea vitezei în cazul de transfer al unei mașini. Scopul și tipurile de mecanisme de direcție. Schema de acționare a sistemului de frânare funcțional al mașinii GAZ-3307. Scopul și amenajarea generală a remorcilor grele.

test, adaugat 03.03.2011


Procesul tehnologic de reparare a direcției unei mașini VAZ 2104. Creșterea roții libere a volanului. Contor de joc total al direcției. Stand de aliniere a roților, testarea acestuia. Echipamente si unelte pentru reparatii.

teză, adăugată 25.12.2014


Scopul și caracteristicile generale ale direcției mașinii KamAZ-5320 și a tractorului cu roți MTZ-80 cu rapel hidraulic. Reglaje de bază ale direcției. Posibile defecțiuni și întreținere. Pompa hidraulica de rapel.

După cum sa menționat mai sus, servodirecția este un sistem elementar de control automat cu feedback. Cu o combinație nefavorabilă de parametri, un sistem de acest tip se poate dovedi instabil.În acest caz, instabilitatea sistemului este exprimată în auto-oscilații ale roților direcționate. Astfel de fluctuații au fost observate pe unele mostre experimentale de mașini autohtone.

Sarcina calculului dinamic este de a găsi condițiile în care auto-oscilațiile nu ar putea apărea dacă toți parametrii necesari pentru calcul sunt cunoscuți sau de a identifica care parametri ar trebui modificați pentru a opri auto-oscilațiile pe proba experimentală, dacă sunt observate.

Să luăm în considerare mai întâi esența fizică a procesului de oscilație a roților directoare. Să ne întoarcem din nou la circuitul amplificator prezentat în Fig. 1. Amplificatorul poate fi pornit atât de către șofer la aplicarea forței asupra volanului, cât și de către roțile direcționate de la șocuri de pe marginea drumului.

După cum arată experimentele, astfel de vibrații pot apărea în timpul mișcării rectilinie a unei mașini cu viteză mare, în timpul virajului când conduceți cu viteză mică, precum și atunci când roțile sunt rotite pe loc.

Să luăm în considerare primul caz. Când volanul este întors de la șocuri de pe marginea drumului sau din orice alt motiv, carcasa distribuitorului va începe să se miște în raport cu bobină și, de îndată ce golul Δ 1 este eliminat, lichidul va începe să curgă în cavitatea A a cilindrului de putere. Se presupune că volanul și brațul de direcție sunt staționare.Presiunea din camera A va crește și va împiedica întoarcerea ulterioară. Datorită elasticității furtunurilor de cauciuc ale sistemului hidraulic și elasticității conexiunilor mecanice, umplerea cavității A cu lichid (pentru a crea presiune de lucru) necesită un anumit timp, timp în care roțile directoare au timp să se rotească la un anumit unghi. Presiunea din cavitatea A face ca roțile să se rotească în sens opus până când bobina se află în poziția neutră. Apoi presiunea scade. Forța de inerție, precum și presiunea reziduală în cavitatea A, vor întoarce roțile direcționate din poziția neutră la dreapta, iar ciclul se va repeta din partea cavității drepte.

Acest proces este prezentat în Fig. 33, a și b.

Unghiului θ 0 corespunde unei astfel de rotații a roților direcționate, în care forța transmisă mecanismului de direcție atinge valoarea necesară deplasării bobinei.

Pe fig. 33c arată dependența p = f(θ) reprezentată din curbele din Fig. 33, a și b. Deoarece cursa tijei poate fi considerată o funcție liniară a unghiului de rotație (datorită micșorării unghiului θ max), graficul (Fig. 33, c) poate fi considerat ca o diagramă indicatoare a cilindrului de putere al amplificatorul. Zona diagramei indicatorului determină munca depusă de amplificator la balansarea roților direcționate.

Trebuie remarcat faptul că procesul descris poate fi observat numai dacă volanul rămâne staționar în timpul oscilațiilor roților de direcție. Dacă volanul este rotit, amplificatorul nu se va porni. Deci, de exemplu, amplificatoarele conduse de distribuitoare din deplasarea unghiulară a părții superioare a arborelui de direcție față de partea inferioară au de obicei această proprietate și nu provoacă auto-oscilații

La intoarcerea pe loc a rotilor directoare sau cand autovehiculul se deplaseaza cu viteza mica, oscilatiile cauzate de amplificator difera ca natura de cele luate in considerare Presiunea in timpul unor astfel de oscilatii creste doar intr-o cavitate. Diagrama indicatoare pentru acest caz este prezentată în Fig. 33, oraș

Astfel de fluctuații pot fi explicate după cum urmează. Dacă în momentul corespunzătoare rotației roților la un anumit unghi θ r , țineți volanul, atunci roțile directoare (sub acțiunea forțelor de inerție și a presiunii reziduale în cilindrul de putere) vor continua să se miște și să se rotească într-un unghi θ r + θ max . Presiunea din cilindrul de putere va scădea apoi la 0, deoarece bobina va fi într-o poziție corespunzătoare rotației roților cu un unghi θ r . După aceea, forța elastică a anvelopei va începe să rotească volanul în direcția opusă. Când roata se întoarce din nou prin unghiul θ r , amplificatorul se va porni. Presiunea din sistem nu va începe să crească imediat, ci după un timp, timp în care volanul se va putea întoarce prin unghiul θ r -θ max . Virajul la stânga se va opri în acest moment, deoarece cilindrul de putere va începe să funcționeze, iar ciclul se va repeta de la început.

De obicei, activitatea amplificatorului, determinată de zona diagramelor indicatoare, este nesemnificativă în comparație cu munca de frecare în pivoți, articulațiile tijei de direcție și cauciuc, iar auto-oscilațiile nu sunt posibile. Atunci când zonele diagramelor indicatoare sunt mari, iar munca determinată de acestea este comparabilă cu munca de frecare, sunt probabile oscilații neamortizate. Un astfel de caz este investigat mai jos.

Pentru a găsi condițiile de stabilitate pentru sistem, îi impunem restricții:

1. Roțile directoare au un singur grad de libertate și se pot întoarce numai în jurul pivoților din spațiul din distribuitorul booster.
2. Volanul este fixat rigid în poziția neutră.
3. Legătura dintre roți este absolut rigidă.
4. Masa bobinei și a pieselor care o conectează cu roțile de control este neglijabilă.
5. Forțele de frecare din sistem sunt proporționale cu primele puteri ale vitezelor unghiulare.
6. Rigiditățile elementelor sistemului sunt constante și nu depind de mărimea deplasărilor sau deformațiilor corespunzătoare.

Restul ipotezelor făcute în analiză sunt specificate în procesul de prezentare.

Mai jos, studiem stabilitatea comenzilor de direcție cu amplificatoare hidraulice montate în două opțiuni posibile: cu feedback lung și feedback scurt.

Schemele structurale și de proiectare ale primei variante sunt prezentate în fig. 34 și 35 cu linii continue, al doilea cu linii întrerupte. În prima variantă, feedback-ul acționează asupra distribuitorului după ce cilindrul de putere a învârtit roțile directoare. În a doua opțiune, corpul distribuitorului se mișcă, oprind amplificatorul, simultan cu tija cilindrului de putere.

În primul rând, luați în considerare fiecare element al circuitului cu un feedback lung.

Sistemul de direcție(nu este prezentat în diagrama bloc). Rotirea volanului printr-un unghi mic a provoacă o forță T c în legătura longitudinală

T c \u003d c 1 (αi r.m l c - x 1), (26)

unde c 1 este rigiditatea arborelui de direcție și a tijei longitudinale redusă la tija longitudinală; l c - lungimea bipodului; x 1 - mișcarea bobinei.

Acționare cu distribuitor. Pentru sistemul de comandă al distribuitorului, valoarea de intrare este forța T c , valoarea de ieșire este deplasarea bobinei x 1 . Ecuația de antrenare, ținând cont de feedback-ul asupra unghiului de rotație al roților directoare θ și asupra presiunii din sistem p, are următoarea formă pentru T c >T n:

(27)

unde K o.s - coeficientul forței de feedback asupra unghiului de rotație al roților direcționate; c n - rigiditatea arcurilor de centrare.

Distribuitor. Oscilațiile cauzate de amplificatorul unei mașini în mișcare sunt asociate cu includerea alternativă a uneia sau alteia dintre cavitățile cilindrului de putere. Ecuația distribuitorului în acest caz are forma

unde Q este cantitatea de fluid care intră în conductele cilindrului de putere; x 1 -θl s K o.s \u003d Δx - deplasarea bobinei în carcasă.

Funcția f(Δx) este neliniară și depinde de proiectarea bobinei distribuitorului și de performanța pompei. În cazul general, pentru o anumită caracteristică a pompei și proiectarea distribuitorului, cantitatea de lichid Q care intră în cilindrul de putere depinde atât de cursa Δx a bobinei din carcasă, cât și de diferența de presiune Δp la intrarea și ieșirea distribuitorului.

Distribuitoarele de amplificatoare sunt proiectate astfel încât, pe de o parte, cu toleranțe tehnologice relativ mari pentru dimensiunile liniare, să aibă o presiune minimă în sistem la poziția neutră a bobinei, iar pe de altă parte, o deplasare minimă a bobinei la conduce amplificatorul. Ca urmare, distribuitorul de bobină al amplificatorului este aproape de supapa supapei conform caracteristicii Q = f(Δx, Δp), adică valoarea lui Q nu depinde de presiunea Δp și este doar o funcție a deplasării bobina. Luând în considerare direcția de acțiune a cilindrului de putere, acesta va arăta așa cum se arată în Fig. 36, a. Această caracteristică este caracteristică legăturilor releu ale sistemelor de control automat. Linearizarea acestor funcții a fost realizată prin metoda liniarizării armonice. Ca rezultat, obținem pentru prima schemă (Fig. 36, a)

unde Δx 0 este deplasarea bobinei în carcasă, la care începe o creștere bruscă a presiunii; Q 0 - cantitatea de fluid care intră în linia de presiune cu fantele de lucru închise; a - cursa maximă a bobinei în carcasă, determinată de amplitudinea oscilațiilor roților direcționate.

Conducte. Presiunea din sistem este determinată de cantitatea de fluid care intră în conducta de presiune și de elasticitatea conductei:

unde x 2 este cursa pistonului cilindrului de putere, direcția pozitivă în direcția presiunii; c 2 - rigiditatea volumetrică a sistemului hidraulic; c g \u003d dp / dV g (V g \u003d volumul liniei de presiune a sistemului hidraulic).

Cilindru de putere. La rândul său, cursa tijei cilindrului de putere este determinată de unghiul de rotație al roților direcționate și de deformarea detaliilor de legătură ale cilindrului de putere cu roțile directoare și cu punctul de sprijin.

(31)

unde l 2 - umărul aplicării forței cilindrului de putere în raport cu axele pivoturilor roților; c 2 - rigiditatea prinderii cilindrului de putere, redusă la cursa tijei cilindrului de putere.

Roțile motoare. Ecuația de rotație a roților direcționate în raport cu pivoții este de ordinul doi și, în general, este neliniară. Având în vedere că oscilațiile roților directoare apar cu amplitudini relativ mici (până la 3-4°), se poate presupune că momentele de stabilizare cauzate de elasticitatea cauciucului și înclinarea pivotilor sunt proporționale cu gradul I de unghiul de rotație al roților direcționate, iar frecarea în sistem depinde de primul grad al vitezei unghiulare de rotație a roții. Ecuația liniarizată arată astfel:

unde J este momentul de inerție al roților direcționate și al pieselor conectate rigid cu acestea în raport cu axele pivoților; Г este un coeficient care caracterizează pierderile prin frecare în mecanismul de direcție, sistemul hidraulic și în anvelopele roților; N este un coeficient care caracterizează efectul momentului de stabilizare rezultat din înclinarea pivotilor și elasticitatea cauciucului anvelopei.

Rigiditatea mecanismului de direcție nu este luată în considerare în ecuație, deoarece se presupune că oscilațiile sunt mici și apar în intervalul de unghiuri la care corpul bobinei se mișcă la o distanță mai mică sau egală cu cursa completă. Produsul Fl 2 p determină mărimea momentului creat de cilindrul de putere în raport cu pivotul, iar produsul f re l e K o.s p - forța de reacție din partea de reacție la valoarea momentului de stabilizare. Influenta momentului creat de arcurile de centrare poate fi neglijata datorita micimii sale fata de cel stabilizator.

Astfel, pe lângă ipotezele de mai sus, sistemului sunt impuse următoarele restricții:

1. eforturile în împingerea longitudinală depind liniar de rotația arborelui bipodului, nu există frecare în balamalele împingerii longitudinale și în antrenarea către bobină;
2. distribuitorul este o legătură cu o caracteristică de releu, adică până la o anumită deplasare Δx 0 a bobinei din carcasă, lichidul din pompă nu intră în cilindrul de putere;
3. presiunea din conducta de presiune și cilindrul de putere este direct proporțională cu volumul în exces de fluid care intră în conductă, adică rigiditatea volumetrică a sistemului hidraulic c g este constantă.

Schema considerată de direcție cu servomotor hidraulic este descrisă printr-un sistem de șapte ecuații (26) - (32).

Stabilitatea sistemului a fost studiată folosind criteriul algebric Raus-Hurwitz.

În acest scop, au fost făcute mai multe modificări. Se găsesc ecuația caracteristică a sistemului și starea de stabilitate a acestuia, care este determinată de următoarea inegalitate:

(33)

Din inegalitatea (33) rezultă că pentru a≤Δx 0 oscilațiile sunt imposibile, deoarece termenul negativ al inegalității este egal cu 0.

Amplitudinea mișcării bobinei în carcasă pentru o amplitudine constantă dată a oscilațiilor roților direcționate θ max se găsește din următoarea relație:

(34)

Dacă la un unghi θ max presiunea este p = p max, atunci deplasarea a depinde de raportul dintre rigiditatea arcurilor de centrare și împingerea longitudinală cn / c 1, aria pistonilor reactivi f re, forţa de precomprimare a arcurilor de centrare T n şi coeficientul de reacţie K os. Cu cât raportul c n / c 1 și aria elementelor reactive este mai mare, cu atât este mai probabil ca valoarea lui a să fie mai mică decât valoarea Δx 0 , iar auto-oscilațiile sunt imposibile.

Cu toate acestea, acest mod de eliminare a auto-oscilațiilor nu este întotdeauna posibil, deoarece o creștere a rigidității arcurilor de centrare și a dimensiunii elementelor reactive, creșterea forțelor asupra volanului, afectează controlabilitatea mașinii și o scădere. în rigiditatea împingerii longitudinale poate contribui la apariţia oscilaţiilor de tip shimmy.

Patru dintre cei cinci termeni pozitivi ai inegalității (33) includ parametrul Г ca multiplicator, care caracterizează frecarea în direcție, cauciucul anvelopei și amortizarea din cauza revărsărilor de lichid în servomotor. De obicei, este dificil pentru un designer să varieze acest parametru. Ca multiplicatori, termenul negativ include debitul lichidului Q 0 și coeficientul de feedback K o.s. Odată cu scăderea valorilor lor, tendința de auto-oscilații scade. Valoarea lui Q 0 este apropiată de performanța pompei. Deci, pentru a elimina auto-oscilațiile cauzate de amplificator în timp ce mașina se mișcă, este necesar:

1. Creșterea rigidității arcurilor de centrare sau creșterea ariei pistonilor reactivi, dacă este posibil datorită condițiilor de ușurință a direcției.
2. Scăderea performanței pompei fără a scădea viteza de rotație a roților direcționate sub minimul admis.
3. Reducerea câștigului de feedback K o.s, adică reducerea cursei corpului bobinei (sau bobinei) cauzată de rotația roților direcționate.

Dacă aceste metode nu pot elimina auto-oscilațiile, atunci este necesar să se schimbe aspectul direcției sau să se introducă un amortizor special de vibrații (amortizor de frecare lichid sau uscat) în sistemul de servodirecție. Luați în considerare un alt aspect posibil al amplificatorului pe o mașină, care are o tendință mai mică de a excita auto-oscilații. Acesta diferă de precedentul prin feedback mai scurt (vezi linia întreruptă din Figurile 34 și 35).

Ecuațiile distribuitorului și acționarea către acesta diferă de ecuațiile corespunzătoare din schema anterioară.

Ecuația de antrenare la distribuitor are forma pentru T c >T n:

(35)

2 ecuația distribuitorului

(36)

unde i e este raportul de transmisie cinematic dintre mișcarea bobinei distribuitorului și mișcarea corespunzătoare a tijei cilindrului de putere.

Un studiu similar al noului sistem de ecuații duce la următoarea condiție pentru absența auto-oscilațiilor într-un sistem cu feedback scurt

(37)

Inegalitatea rezultată diferă de inegalitatea (33) prin valoarea crescută a termenilor pozitivi. Ca urmare, toți termenii pozitivi sunt mai mari decât cei negativi pentru valorile reale ale parametrilor incluși în ei, astfel încât un sistem cu un feedback scurt este aproape întotdeauna stabil. Frecarea în sistem, caracterizată de parametrul Г, poate fi redusă la zero, deoarece al patrulea termen pozitiv al inegalității nu conține acest parametru.

Pe fig. 37 prezintă curbele de dependență a cantității de frecare necesară pentru a amortiza oscilațiile din sistem (parametrul G) de performanța pompei, calculate folosind formulele (33) și (37).

Zona de stabilitate pentru fiecare dintre amplificatoare este între axa y și curba corespunzătoare. În calcule, amplitudinea de oscilație a bobinei din carcasă a fost luată ca minim posibil din condiția pornirii amplificatorului: a≥Δx 0 = 0,05 cm.

Restul parametrilor incluși în ecuațiile (33) și (37) au avut următoarele valori (care corespund aproximativ cu direcția unui camion cu o capacitate de transport 8-12 t): J \u003d 600 kg * cm * sec 2 / rad; N \u003d 40.000 kg * cm / rad; Q = 200 cm 3 / sec; F \u003d 40 cm 2; l 2 \u003d 20 cm; l 3 \u003d 20 cm; c g \u003d 2 kg / cm 5; c 1 \u003d 500 kg / cm; c 2 \u003d 500 kg / cm; c n \u003d 100 kg / cm; f r.e \u003d 3 cm 2.

Pentru un amplificator cu feedback lung, zona de instabilitate se află în domeniul valorilor reale ale parametrului Г, pentru un amplificator cu feedback scurt - în intervalul valorilor parametrului care nu apar.

Luați în considerare oscilațiile roților direcționate care apar la întoarcerea la fața locului. Diagrama indicatoare a cilindrului de putere în timpul unor astfel de oscilații este prezentată în fig. 33, d. Dependenţa cantităţii de fluid care intră în cilindrul de putere de mişcarea bobinei în carcasa distribuitorului are forma prezentată în fig. 36b. În timpul unor astfel de oscilații, decalajul Δx 0 din bobină a fost deja eliminat prin rotirea volanului și, cu cea mai mică deplasare a bobinei, provoacă un flux de fluid în cilindrul de putere și o creștere a presiunii în acesta.

Linearizarea funcției (vezi Fig. 36, c) dă ecuația

(38)

Coeficientul N din ecuația (32) va fi determinat în acest caz nu de acțiunea momentului de stabilizare, ci de rigiditatea pneurilor la răsucire în contact. Poate fi luat pentru sistemul considerat ca exemplu egal cu N \u003d 400.000 kg * cm / rad.

Condiția de stabilitate pentru un sistem cu feedback lung poate fi obținută din ecuația (33) prin substituirea în ea în locul expresiei expresii (2Q 0 / pa).

Drept urmare, obținem

(39)

Termenii de inegalitate (39), care conțin parametrul a în numărător, scad cu amplitudinea descrescătoare a oscilațiilor și, pornind de la niște valori suficient de mici ale lui a, pot fi neglijați. Atunci condiția de stabilitate este exprimată într-o formă mai simplă:

(40)

Cu rapoartele parametrilor reali, inegalitatea nu este observată, iar amplificatoarele aranjate conform unei scheme de feedback lung provoacă aproape întotdeauna auto-oscilații ale roților direcționate la întoarcerea pe loc cu una sau alta amplitudine.

Pentru a elimina aceste oscilații fără a modifica tipul de feedback (și, în consecință, aspectul amplificatorului) este posibil într-o oarecare măsură numai prin schimbarea formei caracteristicii Q = f(Δx), oferindu-i o pantă (vezi Fig. 36, d), sau o creștere semnificativă a amortizarii în sistem (parametrul D). Din punct de vedere tehnic, pentru a modifica forma caracteristicii, pe marginile de lucru ale bobinelor se realizează teșituri speciale. Calculul sistemului de stabilitate cu un astfel de distribuitor este mult mai complicat, deoarece ipoteza că cantitatea de fluid Q care intră în cilindrul de putere depinde doar de deplasarea bobinei Δx nu mai poate fi acceptată, deoarece secțiunea de lucru a suprapunerii fantele de lucru sunt întinse, iar cantitatea de lichid de intrare Q în această secțiune depinde și de căderea de presiune din sistem înainte și după bobină. Metoda de creștere a amortizarii este discutată mai jos.

Luați în considerare ce se întâmplă atunci când vă întoarceți, dacă este furnizat un feedback scurt. În ecuația (37), expresia [(4π) (Q 0 / a)]√ trebuie înlocuit cu expresia (2 / π)*(Q 0 / a). Ca rezultat, obținem inegalitatea

(41)

Eliminând, ca în cazul precedent, termenii care conțin valoarea a în numărător, obținem

(42)

În inegalitate (42), termenul negativ este cu aproximativ un ordin de mărime mai mic decât în ​​cel precedent și, prin urmare, într-un sistem cu feedback scurt, cu combinații de parametri cu adevărat posibile, nu apar autooscilații.

Astfel, pentru a obține un sistem de servodirecție stabil în mod deliberat, feedback-ul ar trebui să acopere doar verigile practic inerțiale ale sistemului (de obicei cilindrul de putere și piesele de legătură direct conectate cu acesta). În cele mai dificile cazuri, când nu este posibilă aranjarea cilindrului de putere și a distribuitorului în imediata apropiere unul de celălalt, pentru a amortiza auto-oscilațiile, în sistem se introduc amortizoare hidraulice (amortizoare) sau încuietori hidraulici - dispozitive care trec fluid în cilindrul de putere sau în spate numai atunci când presiunea este aplicată din partea laterală a distribuitorului.

Sarcinile și tensiunile care acționează în piesele de direcție pot fi calculate prin setarea forței maxime pe volan sau prin determinarea acestei forțe prin rezistența maximă la întoarcerea roților direcționate ale mașinii pe loc (ceea ce este mai potrivit). Aceste sarcini sunt statice.

V mecanism de direcție calculați volanul, arborele de direcție și mecanismul de direcție.

Forță maximă de pornire volan pentru direcție fără amplificatoare - = 400 N; pentru mașini cu amplificatoare -
= 800 N.

Atunci când se calculează efortul maxim pe volan prin rezistența maximă la rotirea roților directoare pe loc, momentul de rezistență la rotire poate fi determinat de dependența empirică:

, (13.12)

Unde – coeficient de aderenta la rotirea volanului pe loc;
– sarcina pe roata;
- presiunea aerului în anvelopă.

Efortul pe volan pentru a se întoarce pe loc este calculat prin formula:

, (13.13)

Unde
- raportul de transmisie unghiular al directiei;
– raza volanului;
- Eficiența direcției.

În funcție de forța dată sau găsită asupra volanului, se calculează sarcinile și solicitările din piesele de direcție.

spiţe volanul este calculat pentru îndoire, presupunând că forța asupra volanului este distribuită în mod egal între spițe. Tensiunile de încovoiere ale spițelor sunt determinate de formula:

, (13.14)

Unde
- lungimea spiței;
- diametrul spiței;
- numărul de spițe.

arbore de direcție efectuate de obicei tubulare. Arborele lucrează în torsiune, fiind încărcat cu un moment:

. (13.15)

Tensiunile de torsiune ale arborelui tubular sunt calculate prin formula:

, (13.16)

Unde
,
sunt diametrele exterior și respectiv interior ale arborelui.

Tensiuni de torsiune admise ale arborelui de direcție - [
] = 100 MPa.

De asemenea, se verifică rigiditatea arborelui de direcție prin unghiul de răsucire:

, (13.17)

Unde
- lungimea axului;
este modulul de elasticitate de al 2-lea fel.

Unghi de răsucire permis - [
] = 5 ÷ 8° pe metru de lungime a arborelui.

V mecanism de direcție cu role melcate viermele globoid și rola sunt proiectate pentru compresie, tensiunile de contact în angrenare la care sunt determinate de formula:

, (13.18)

Unde -forța axială care acționează asupra viermelui;
- zona de contact a unei creaste cu role cu viermele; – numărul de creste de role.

Forța axială care acționează asupra viermelui se calculează prin formula:

, (13.19)

Unde - raza inițială a viermelui în secțiunea cea mai mică;
- unghiul de ridicare al helixului viermelui.

Suprafața de contact a unei coame role cu un vierme poate fi determinată prin formula:

Unde și sunt razele de angrenare ale cilindrului și, respectiv, melcului; și
- unghiurile de angrenare ale rolei si melcului.

Tensiuni de compresiune admise - [
] = 2500 ÷ 3500 MPa.

V unelte cu cremalieră o pereche de „șurub - piuliță cu bile” este verificată pentru compresie, ținând cont de sarcina radială pe o bilă:

, (13.21)

Unde
– numărul de ture de lucru;
– numărul de bile dintr-o tură (când canalul este complet umplut);
– unghiul de contact al bilelor cu canelurile.

Rezistența bilei este determinată de tensiunile de contact calculate prin formula:

, (13.22)

Unde
– coeficientul de curbură al suprafețelor de contact; – modulul de elasticitate de primul fel;
și
– diametrele bilei și, respectiv, canelurilor.

Tensiuni de contact admisibile [
] = 2500 ÷3500 MPa.

În perechea „sector-șină”, dinții sunt calculați pentru tensiunile de încovoiere și de contact similar cu angrenajele cilindrice. În acest caz, forța circumferențială asupra dinților sectorului (în absența sau amplificatorul inactiv) este determinată de formula:

, (13.23)

Unde este raza cercului inițial al sectorului.

Tensiuni admisibile - [
] = 300 ÷ 400 MPa; [
] = 1500 MPa.

direcție cu cremalieră și pinion calculată în același mod.

V mecanism de direcție calculați arborele brațului de direcție, brațul de direcție, știftul brațului de direcție, tijele de direcție longitudinale și transversale, brațul pivotant și pârghiile articulației de direcție (puncte de axe).

Arborele pivot se bazează pe torsiune.

În absența unui amplificator de tensiune arbore, bipiedul este determinat de formula:

, (13.24)

Unde - diametrul arborelui bipodului.

Tensiuni admisibile - [
] = 300 ÷350 MPa.

Calcul bipod efectuate pentru încovoiere și torsiune într-o secțiune periculoasă A-A.

În absența unui amplificator, forța maximă care acționează asupra știftului cu bile de la tija de direcție longitudinală se calculează prin formula:

, (13.25)

Unde - distanta dintre centrele capetelor bratului de directie.

Tensiunile de încovoiere ale bipodului sunt determinate de formula:

, (13.26)

Unde - brat de indoire bipied; Ași b- dimensiunile secțiunii transversale a bipodului.

Tensiunile de torsiune ale bipodului sunt determinate de formula:

, (13.27)

Unde – braț de torsiune.

Tensiuni admisibile [
] = 150 ÷200 MPa; [
] = 60 ÷ 80 MPa.

Bipod știft cu bilă conta pe îndoire și forfecare într-o secțiune periculoasă B-Bși pentru zdrobirea între cracarele tijei longitudinale de direcție.

Tensiunile de încovoiere ale știftului bipodului sunt calculate prin formula:

, (13.28)

Unde e- umărul îndoirii degetului;
- diametrul degetului în secțiunea periculoasă.

Tensiunile de forfecare ale degetelor sunt determinate de formula:

. (13.29)

Tensiunile de strivire a degetelor sunt calculate prin formula:

, (13.30)

Unde - diametrul capului bilei.

Tensiuni admisibile - [
] = 300 ÷ 400 MPa; [
] = 25 ÷35 MPa; [
] = 25 ÷35 MPa.

Calculul știfturilor cu bile ale tijelor de direcție longitudinale și transversale se efectuează în mod similar cu calculul bolțului cu bile al brațului de direcție, ținând cont de sarcinile existente pe fiecare deget.

Tirant longitudinal calculat pentru compresie și flambaj.

H tensiunile de compresiune sunt determinate de formula:

, (13.31)

Unde
este aria secțiunii transversale a tijei.

În timpul flambajului, în tijă apar tensiuni critice, care sunt calculate prin formula:

, (13.32)

Unde – modulul de elasticitate de felul I; J este momentul de inerție al secțiunii tubulare; - lungimea împingerii de-a lungul centrelor știfturilor cu bile.

Marja de stabilitate a tracțiunii poate fi determinată prin formula:

. (13.33)

Marja de stabilitate a tracțiunii ar trebui să fie -
=1,5 ÷2,5.

tirantîncărcat cu putere:

, (13.34)

Unde
și sunt lungimile active ale brațului pivotant și, respectiv, brațului articulației.

Tirantul este calculat pentru compresie și flambaj în același mod ca tirantul.

Braț oscilant calculat pentru îndoire și răsucire.

. (13.35)

. (13.36)

Tensiuni admisibile - [
] = 150 ÷ ​​​​200 MPa; [
] = 60 ÷ 80 MPa.

manete de direcție conta, de asemenea, pe îndoire și torsiune.

Tensiunile de încovoiere sunt determinate de formula:

. (13.37)

Tensiunile de torsiune sunt calculate prin formula:

. (13.38)

Astfel, în absența unui amplificator, calculul rezistenței pieselor de direcție se bazează pe forța maximă asupra volanului. În prezența unui amplificator, părțile mecanismului de direcție situate între amplificator și roțile de direcție sunt încărcate și cu forța dezvoltată de amplificator, care trebuie luată în considerare la efectuarea calculelor.

Calculul amplificatorului de obicei include următorii pași:

alegerea tipului și a aspectului amplificatorului;

calcul static - determinarea forțelor și deplasărilor, dimensiunile cilindrului hidraulic și ale aparatului de comutare, arcurile de centrare și zonele camerelor de reacție;

calcul dinamic - determinarea timpului de pornire al amplificatorului, analiza oscilațiilor și stabilitatea amplificatorului;

calcul hidraulic - determinarea performanței pompei, diametrele conductelor etc.

Ca sarcini de control care acționează asupra pieselor de direcție, se pot prelua sarcinile care apar atunci când roțile directoare se ciocnesc cu denivelările drumului, precum și sarcinile care apar în mecanismul de direcție, de exemplu, în timpul frânării din cauza forțelor de frânare inegale asupra direcției. roți sau la spargerea anvelopelor uneia dintre roțile directoare.

Aceste calcule suplimentare permit o evaluare mai completă a caracteristicilor de rezistență ale pieselor de direcție.

A. A. Enaev

Mașini.

Proiectare si calcul

comenzile de direcție

Ajutor didactic

Bratsk 2004

Proiectarea și calculul comenzilor de direcție este una dintre componentele proiectului de curs la disciplina „Automobile”.

În prima etapă a proiectării cursului, este necesar să se efectueze un calcul de tracțiune și să se investigheze proprietățile operaționale ale mașinii folosind liniile directoare „Mașini. Dispoziții generale. Calculul tracțiunii” și apoi treceți, în conformitate cu sarcina, la proiectarea și calcularea unității sau a sistemului de șasiu al vehiculului.

Când proiectați și calculați comenzile de direcție, este necesar să selectați literatura recomandată, citiți cu atenție acest manual. Secvența lucrărilor privind proiectarea și calculul comenzilor de direcție este următoarea:

1. Selectați metoda de întoarcere a mașinii, schema de direcție, tipul mecanismului de direcție, aspectul amplificatorului (dacă este necesar).

2. Efectuați un calcul cinematic, calcul de putere, calcul hidraulic al boosterului (dacă direcția prevede instalarea unui amplificator).

3. Selectați dimensiunile pieselor și efectuați un calcul de rezistență.

Acest manual de instruire explică în detaliu cum să efectuați toate aceste tipuri de lucrări.

2. SCOP, CERINȚE ȘI CLASIFICARE

Direcție- acesta este un ansamblu de dispozitive care servesc la întoarcerea roților direcționale ale mașinii atunci când șoferul acționează asupra volanului și este format dintr-un mecanism de direcție și o acționare (Fig. 1).

Sistemul de direcție este partea de direcție de la volan la brațul pitman, iar mecanismul de direcție include părțile de la brațul pitman până la axul fus.

Orez. 1. Schema de direcție:

1 – un volan; 2 - arbore de direcție; 3 - coloana de directie; 4 - reductor; 5 – braț de direcție; 6 – pescaj de direcție longitudinală; 7 - știft pivot; 8 – pârghie de pivot; 9 – pârghie laterală; 10 - împingere transversală

Cerințele de direcție sunt:

1) asigurarea unei manevrabilitati ridicate a autovehiculelor, în care virajele ascuțite și rapide sunt posibile în zone relativ limitate;

2) ușurință de control, estimată prin cantitatea de efort aplicată volanului.

Pentru mașinile fără amplificator la conducere, această forță este de 50 ... 100 N, iar cu amplificator - 10 ... 20 N. Pentru camioane, forța pe volan este reglată: 250 ... 500 N - pt. direcție fără amplificator; 120 N - pentru servodirectie;

3) rularea roților directoare cu alunecare laterală minimă și alunecare la întoarcerea mașinii;

4) acuratețea acțiunii de urmărire, în primul rând cinematică, în care orice poziție dată a volanului va corespunde unei curburi de rotație precalculate bine definite;