Другие предметы \ Автомобили

Автомобили. Проектирование и расчет рулевых управлений: Учебно-методическое пособие, страница 14

 МПа,

где

y

– коэффициент формы зуба сектора;

m

– модуль (осевой) зацепления по начальной окружности;

b

– радиальная длина зуба сектора;

k

– коэффициент перекрытия  (k = 1,5...1,8);

r1

– начальный радиус червяка;

z1

– число заходов червяка.

Контактные напряжения сжатия для зубьев сектора

 ГПа.

Чрезмерные контактные напряжения приводят к явлениям поверхностной усталости металла; поверхность зубьев выкрашивается.

Кривошипные рулевые механизмы. Наиболее уязвимым местом таких механизмов является шип. Износостойкость шипа оценивается по величине контактных напряжений сжатия на длине рабочей части шипа:

 ГПа,

где

l

– длина рабочей части шипа;

rср

– средний радиус рабочей части шипа;

a

– угол зацепления (угол конуса шипа).

11.2. Расчет  рулевых приводов

Наиболее нагруженными деталями рулевого привода являются сошка и шарниры.

Опасное сечение А-А сошки располагается у её основания (рис. 18). В этом сечении сошка от силы FП, приложенной к пальцу, изгибается (на плече d) и скручивается (на плече е). Опасные напряжения возникают в точках x и  y. Эквивалентные напряжения растяжения в точке x равны

 МПа, а напряжения кручения в точке y

 МПа,

где

Wизг, Wкр

– моменты сопротивления сечения А-А соответственно изгибу и кручению.

Шарниры рычагов и тяг проверяются по контактным напряжениям (sк £ 25...30 МПа). Размер шаровых пальцев рекомендуется выбирать в зависимости от нагрузки на управляемые колеса: при нагрузках (24..34,  34.. 49,  49...70, 70...100) кН диаметр сферы шаровых пальцев соответственно равен (35, 40, 45, 50) мм.

Продольная и поперечная тяги рулевого привода должны обладать достаточно высокой жесткостью, чтобы при передаче усилия сжатия они не выпучивались. Выбор поперечных сечений тяг ведется по формуле Эйлера:

,

где

Fсж

– усилие сжатия, передаваемое тягой;

l

– длина тяги, отсчитываемая между центрами шарниров;

J

– экваториальный момент инерции сечения.

,

где

d, D 

– соответственно внутренний и наружный диаметры тяги.

Рис. 18. Схема к расчету рулевой сошки

Значение Fсж определяется с учетом места расположения рассчитываемой тяги и способа нагружения её усилителем. По известному значению Fсж и l определяется J, а затем D и d. Запас жесткости для тяги выбирается не менее 1,5…2,5.

СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.  Автомобили: Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля: Учеб. пособие для вузов / Н. А. Бухарин, В. С. Прозоров, М. Н. Щукин; Под ред. Н. А. Бухарина. - Л: Машиностроение (Ленингр. отделение), 1973.-504 с.

2.  Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Система управления и ходовая часть: Учеб. пособие для вузов  / А. И. Гришкевич, Д. М. Ломаков, В. П. Автушко и др.; Под ред. А. И. Гришкевича. - М.: Высшая школа, 1987. - 200с.

3.  Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Учебник для вузов / Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович, А. А. Полунгян и др.; Под общ. ред, Н. Ф. Бочарова И. С. Цитовича. - М.: Машиностроение, 1983. - 229 с.

4.  Лысов М. И. Рулевые управления автомобиля. - М.: Машиностроение, 1972. - 343 с.

5.  Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета. – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.

6.  Лукин П. П., Гаспарянц Г. А., Радионов В. Ф. Конструирование и расчет автомобиля. - М.: Машиностроение, 1984. - 268 с.

7.  Раймпель И. Шасси автомобиля: Рулевое управление / Пер. с нем. - М.: Машиностроение, 1987. - 232 с.

8.  Родионов В. Ф., Фиттерман Б. М. Легковые автомобили. - М.: Машиностроение, 1971. - 504 с.


* разработка кинематики совместной работы рулевого управления и подвески в данном пособии не рассматривается.

Скачать файл