/>/>/>/>Введение
С каждым годом автомобильное движение на дорогах Россиинеуклонно возрастает. В таких условиях важнейшее значение приобретаетконструкция транспортных средств, отвечающая современным требованиям безопасностидвижения.
На безопасность движенияогромное влияние оказывает конструкция рулевого управления, как важнейшийфактор взаимодействия водителя с дорогой. Для улучшения характеристик рулевогоуправления в его конструкцию добавляют разные типы усилителей. В нашей странеусилители рулевого управления применяют практически только на грузовыхавтомобилях и автобусах. За границей все больше легковых автомобилей имеютрулевое управление с усилителями, в том числе и легковые автомобили среднего идаже малого классов, поскольку рулевое управление с усилителем имеетнесомненное преимущество перед обычным, обеспечивает гораздо большие комфорт ибезопасность движения.
1. Общиесведения об автомобиле/>/>/>/>/>
1.1 Исходные данные дляпроектирования рулевого управления
Параметры шасси зависят от типа кузова, расположениядвигателя и коробки передач, распределения масс автомобиля и его наружныхразмеров. В свою очередь, схема и конструкция рулевого управления зависят какот параметров всего автомобиля, так и от принятых решений по схеме иконструкции других элементов шасси и привода. Схема и конструкция рулевогоуправления определяются на ранних этапов проектирования автомобиля.
Основой для выбора способа управления и компоновочной схемырулевого управления являются принятые на этапе эскизного проектированияхарактеристики и конструктивные решения, как то: максимальная скоростьдвижения, размеры базы, колеи, колесная формула, распределение нагрузки поосям, минимальный радиус поворота автомобиля.
В нашем случае, необходимо спроектировать рулевое управлениедля легкового автомобиля малого класса передним поперечно расположеннымдвигателем и передними ведущими колесами.
Исходные данные для расчетов:· Колея передних колес
b12=1385 мм · База автомобиля L=2488 мм · Минимальный радиус поворота R=5…5,2 м · Снаряженная масса автомобиля 1029 кг · Размер шин 165/70R13
Для оценки сил и моментов, действующих в рулевом управлении,необходима также информация по основным кинематическим точкам переднейподвески, а также углам установки управляемых колес. Обычно эти данныестановятся определенными по мере завершения синтеза кинематической схемы подвескипо окончании этапа компоновки и уточняются (корректируются) на этапе доводкиавтомобиля. Для начальных, приближенных расчетов достаточно данных по угламустановки оси шкворня и величине плеча обкатки. В нашем случае это:· Угол продольного наклона оси шкворня a=1,43 град · Угол поперечного наклона оси шкворня b=13,24 град · Угол развала колес
j’=0 град · Угол схождения колес q’=0 град
Следует отметить, что принятое значение минимального радиусаповорота автомобиля, характеризующее его маневренность, является, по-видимому,минимально возможным для переднеприводных автомобилей такого класса. В качествеограничивающего фактора здесь выступает максимально возможный угол в шарнирахравных угловых скоростей, которые применяются для передачи крутящих моментов отсилового агрегата к передним колесам. Анализ данных по радиусу поворотавыпускаемых в 70-80-е годы легковых автомобилей малого класса показывает, чтоего значение лежит в пределах 4,8-5,6 м. Дальнейшее снижение этого показателявозможно лишь путем применения всеколесного рулевого управления.
Для оценки (расчета) момента на рулевом колесе и сил,действующих в рулевом управлении, необходимо знать нагрузку на ось. Дляпереднеприводных автомобилей среднее распределение массы по осям составляет(%):/>/>/>/>/>Нагрузки автомобиля Передняя ось Задняя ось Без нагрузки 61 39 Два человека спереди 60 40 Четыре человека 55 45 Пять человек и багаж 49 51 Нагрузки автомобиля Полная масса, кг Масса, приходящаяся на переднюю ось, кг Без нагрузки 900 549 Два человека спереди 1050 630 Четыре человека 1200 660 Пять человек и багаж 1325 649,5
1.2 Назначение рулевого управления. Основные требования
Рулевое управление – этосовокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля привоздействии водителя на рулевое колесо. Оно состоит из рулевого механизма ирулевого привода. Для облегчения поворота колес в рулевой механизм или приводможет быть встроен усилитель. Кроме того, для повышения комфорта и безопасностиезды на автомобиле в рулевое управление может встраиваться амортизатор.
Рулевой механизм предназначен для передачи усилия отводителя к рулевому приводу и для увеличения момента, приложенного к рулевомуколесу. Он состоит из рулевого колеса, рулевого вала и редуктора. Рулевойпривод служит для передачи усилия от рулевого механизма (редуктора) куправляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения междууглами их поворота. Амортизатор компенсирует ударные нагрузки и предотвращаетбиение рулевого управления.
Задачей рулевого управления является возможно болееоднозначное преобразование угла поворота рулевого колеса в угол поворота колеси передача водителю через рулевое колесо информации о состоянии движенияавтомобиля. Конструкция рулевого управления должна обеспечивать:
1) Легкость управления, оцениваемую усилием на рулевом колесе. Для легковыхавтомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50…100 Н, а сусилителем 10…20 Н. Согласно проекту ОСТ 37.001 «управляемость иустойчивость автомобилей. Общие технические требования», который введен вдействие в 1995 году, усилие на руле для автомобилей категории М1 иМ2 не должно превышать нижеследующих величин.
Нормы по усилию на рулевом колесе, приведенные в проекте ОСТсоответствуют введенным в действие правилам ЕЭК ООН №79;
· Для неподвижного автомобиля без усилителя …250 Н · Для неподвижного автомобиля с усилителем … 60 Н · Для движущегося автомобиля с исправным рулевым автомобилем …150 Н · Для движущегося автомобиля при отказе усилителя …300 Н
2) Качение управляемых колес с минимальным боковым уводом и скольжением приповороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускорениюизнашивания шин и снижению устойчивости автомобиля при движении;
3) Стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращениев положение, соответствующее прямолинейному движению при отпущенном рулевомколесе. Согласно проекту ОСТ 37.001.487, возврат рулевого колеса в нейтральноеположение должен происходить без колебаний. Допускается один переход рулевогоколеса через нейтральное положение. Это требование также согласовано сПравилами ЕЭК ООН №79;
4) Информативность рулевого управления, что обеспечивается его реактивнымдействием. Согласно ОСТ 37.001.487.88, усилие на рулевом колесе для автомобилякатегории М1 должно монотонно возрастать с увеличением боковогоускорения до величины 4,5 м/с2;
5) Предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемыхколес на препятствие;
6) Минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворотарулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности вположении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ 21398-75 этот зазорне должен превышать 150при наличие усилителя и 50– безусилителя рулевого управления;
7) Отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля в любыхусловиях и на любых режимах движения;
8) Углы поворота рулевого колеса для автомобилей категории М1должны находиться в пределах, установленных табл. :
Кривизна траектории х10-2, м-1 Угол поворота руля, рад минимальный максимальный 0,21
(0,21L+0,2)i×10-2
(0,21L+1,3)i×10-2 0,42
(0,42L+0,4)i×10-2
(0,42L+2,6)i×10-2 0,84
(0,84L+0,48)i×10-2
(0,84L+5,0)i×10-2
Помимо указанных основных функциональных требований, рулевоеуправление должно обеспечивать хорошее «чувство дороги», котороетакже зависит от:
1) ощущение точности управления;
2) плавности работы рулевого управления;
3) усилия на руле в зоне прямолинейного движения;
4) ощущения трения в рулевом управлении;
5) ощущения вязкости рулевого управления;
6) точности центрирования рулевого колеса.
При этом в зависимостиот скорости движения автомобиля наибольшую значимость имеют различныехарактеристики. Практически, на этом этапе проектирования создать оптимальнуюконструкцию рулевого управления, которое бы обеспечило хорошее «чувстводороги», очень сложно. Обычно эта задача решается эмпирическим путем, наоснове личного опыта конструкторов. Окончательное решение этой задачиобеспечивается на этапе доводки автомобиля и его узлов.
Особые требования предъявляются к надежности рулевогоуправления, поскольку при его блокировке, при разрушении или ослаблениикакой-либо из его деталей автомобиль становится неуправляемым, а авария почтинеизбежной.
Все изложенные требования учитываются при формулированиичастных требований к отдельным деталям и элементам рулевого управления. Так,требования по чувствительности автомобиля к повороту руля и к предельнымусилиям на рулевом колесе ограничивают передаточное отношение рулевогоуправления. Для обеспечения «чувства дороги» и снижения усилия наруле прямой КПД рулевого механизма должен быть минимальным, но с точки зренияинформативности рулевого управления и его вязкости обратный КПД должен бытьдостаточно большим. В свою очередь, большое значение КПД может быть достигнутоза счет снижение потерь на трение в шарнирах подвески и рулевого управления, атакже в рулевом механизме.
Для обеспечения минимального скольжения управляемых колесрулевая трапеция должна иметь определенные кинематические параметры.
Большое значение для управляемости автомобиля имеетжесткость рулевого управления. С повышением жесткости улучшается точностьуправления, повышается быстродействие рулевого управления.
Трение в рулевом управлении играет как положительную, так иотрицательную роль. Малое трение ухудшает устойчивость качения управляемыхколес, повышает уровень их колебаний. Большое трение снижает КПД рулевогоуправления, повышает усилие на руле, ухудшает «чувство дороги».
Зазоры в рулевом управлении также играют как положительную,так и отрицательную роль. С одной стороны, при их наличии исключаетсязаклинивание рулевого управления, уменьшается трение за счет«встряхивания» узлов; с другой стороны, ухудшается«прозрачность» рулевого управления, ухудшается его быстродействие;чрезмерные зазоры в рулевом управлении способны привести к автоколебаниямуправляемых колес.
Особые требования предъявляются к геометрическим размерамрулевого колеса, его конструкции. Увеличение диаметра рулевого колеса приводитк снижению усилия на руле, однако затрудняет его компоновку в салонеавтомобиля, ухудшает эргономические показатели, обзорность. В настоящее времядля легковых автомобилей малого класса общего назначения величина диаметрарулевого колеса составляет 350…400 мм.
Рулевой механизм должен обеспечивать минимальный зазор всреднем положении руля (соответствующем прямолинейному движению автомобиля). Вэтом положении рабочие поверхности деталей рулевого механизма подверженынаиболее интенсивному изнашиванию, то есть люфт рулевого колеса в среднемположении увеличивается быстрее, чем в крайних. Чтобы при регулировке зазоровне происходило заклинивания в крайних положениях, зацепление рулевого механизмавыполняется с увеличенным зазором в крайних положениях, что достигаетсяконструктивными и технологическими мероприятиями. В процессе эксплуатацииразница в зазорах зацепления в среднем и крайних положениях уменьшается.
Рулевой механизм должен иметь минимальное количестворегулировок.
Для обеспечения пассивной безопасности автомобиля валрулевого колеса должен изгибаться или расцепляться при аварии, труба рулевойколонки и ее крепление не должны препятствовать этому процессу. Эти требованияреализуются в автомобилестроении в виде травмобезопасных рулевых колонок.Рулевое колесо должно деформироваться при аварии и поглощать передаваемую нанего энергию. При этом оно не должно разрушаться, образовывать осколки и острыекромки. Ограничители повороте передних колес на поворотных рычагах или накорпусе рулевого механизма должны сокращать жесткость даже при большихнагрузках. Это предотвращает перекручивание тормозных шлангов, трение шин обрызговик крыла и повреждения деталей подвески и рулевого управления./>/>/>/>/>
автомобиль рулевой шестерня рейка
1.3 Анализ известных конструкций рулевого управления.Обоснование
выбора реечного управления
Рулевое колесо через свой вал передает на рулевой механизмвращающий момент, развиваемый водителем, и преобразует его в силы растяжения содной стороны, и силы сжатия с другой, которые через боковые тяги воздействуетна поворотные рычаги рулевой трапеции. Последние закреплены на поворотныхцапфах и поворачивают их на требуемый угол. Поворот происходит вокругшкворневых осей.
Рулевые механизмы делятся на механизмы с вращательным ивозвратно-поступательным движением на выходе. На легковые автомобилиустанавливаются рулевые механизмы трех видов: «червяк-двухгребневыйролик», «винт-гайка с циркулирующими шариками» – с вращательнымдвижением на выходе, и «шестерня-рейка» – свращательно-поступательным.
Рулевой механизм «винт-гайка с циркулирующимишариками» является достаточно совершенным, но и наиболее дорогим из всехрулевых механизмов. В винтовой паре этих механизмов имеет место не трениескольжения, а трение качения. Гайка, являясь одновременно и рейкой, находится взацеплении с зубчатым сектором. Ввиду малого угла поворота сектора, у такогомеханизма легко реализовать переменное передаточное отношение с повышением егопо мере увеличения угла поворота руля за счет установки сектораэксцентриситетом либо применением переменного шага зубчатого зацепления.Высокий КПД, надежность, стабильность характеристик при больших нагрузках,высокая износостойкость, возможность получения беззазорного соединенияобусловили практическое исключительное применение этих механизмов наавтомобилях большого и высшего классов, отчасти и среднего класса.
На легковых автомобилях малого и особо малого классовприменяются рулевые механизмы вида «червяк-ролик» и«шестерня-рейка». При зависимой подвеске передних колес, которая внастоящее время применяется только на автомобилях повышенной и высокойпроходимости, необходим рулевой механизм только с вращательным движением навыходе. По подавляющему числу показателей механизмы вида«червяк-ролик» уступают механизму «шестерня-рейка» и ввидуудобства компоновки на переднеприводных автомобилях последние механизмыполучили исключительно широкое применение.
Преимуществами рулевого управления вида«шестерня-рейка» являются:
· Простота конструкции;
· Малые затраты на изготовление;
· Легкость хода благодаря высокому КПД;
· Автоматическое устранение зазоров между зубчатой рейкой ишестерней, а также равномерное собственное демпфирование;
· Возможность шарнирного крепления боковых поперечных тягнепосредственно к рулевой рейке;
· Низкая податливость рулевого управления и, как следствие, еговысокое быстродействие;
· Малый объем, требуемый для установки этого рулевого управления(благодаря чему на всех переднеприводных автомобилях, выпускающихся в Европе иЯпонии, установлено именно оно).
· Отсутствие маятникового рычага (включая и его опоры) и среднейтяги;
· Высокий КПД вследствие малого трения как в рулевом механизме, таки в рулевом приводе за счет уменьшения количества шарниров.
К недостаткам относятся:
· Повышенная чувствительность к ударам вследствие малого трения,большого обратного КПД;
· Повышенная нагрузка от усилий со стороны боковых тяг;
· Повышенная чувствительность к колебаниям рулевого управления;
· Ограниченная длина боковых тяг (при их шарнирном закреплении кконцам рулевой рейки);
· Зависимость угла поворота колес от хода зубчатой рейки;
· Повышенные усилия во всем рулевом управлении из-за иногда слишкомкоротких поворотных рычагов рулевой трапеции;
· Уменьшение передаточного отношения при увеличении угла поворотаколес, вследствие чего маневрирование на стоянке требует больших усилий;
· Невозможность применения этого рулевого управления в автомобиляхс зависимой подвеской передних колес.
Наиболее широкое применение нашли следующие типы исполненияреечного рулевого управления:
Тип 1 – боковое расположение шестерни (слева или справа взависимости от расположении рулевого колеса) при креплении боковых тяг к концамзубчатой рейки;
Тип 2 – среднее расположение шестерни при таком же креплениирулевых тяг;
Тип 3 – боковое расположение шестерни при креплении боковыхтяг к середине зубчатой рейки;
Тип 4 – экономичный укороченный вариант: боковоерасположение шестерни при креплении обоих боковых тяг к одному концу зубчатойрейки.
Конструкция реечного рулевого управления типа 1 являетсясамой простой и требующей минимум места для его размещения. Поскольку шарнирыкрепления боковых тяг закреплены на концах зубчатой рейки. Рейка нагружена, восновном, осевыми усилиями. Радиальные усилия, которые зависят от углов междубоковыми тягами и осью рейки, невелики.
Практически у всех переднеприводных автомобилей с поперечнымрасположением двигателя поворотные рычаги рулевой трапеции направлены назад.Если при этом вследствие изменения высоты внешних и внутренних шарниров боковыхтяг требуемый наклон при движении на повороте не достигается, то, как при ходесжатия, так и при ходе отбоя схождение становится отрицательным. Предотвращениенежелательного изменения схождения возможно у автомобиля, у которого рулевоймеханизм расположен низко, а боковые тяги несколько длиннее нижних поперечных рычаговподвески. Более благоприятным случаем является переднее расположение рулевойтрапеции, которое практически достижимо только для автомобилей классическойкомпоновки. В этом случае поворотные рычаги рулевой трапеции должны бытьразвернуты наружу, внешние шарниры боковых тяг входят глубоко в колеса, боковыетяги могут быть выполнены более длинными.
Реечное рулевое управление типа 2, в котором шестерняустановлена в средней плоскости автомобиля, применяется только на автомобиляхсо средним или задним расположением двигателя, поскольку среднее расположениедвигателя влечет за собой такой недостаток, как большой требуемый объем длярулевого управления из-за необходимости в «изломе» рулевого вала.
В случае, если рулевой механизм должен быть расположенотносительно высоко, при использовании подвески МакФерсон неизбежно креплениебоковых тяг к середине зубчатой рейки. Схема, иллюстрирующая основы выборадлины боковых тяг для подвески МакФерсон, приведена на рис.1. В таких случаяхвнутренние шарниры этих тяг крепятся в средней плоскости автомобилянепосредственно к рейке или связанному с ней элементу. При этом конструкциярулевого механизма должна предотвращать скручивание зубчатой рейкивоздействующими на нее моментами. Это предъявляет особые требования к направляющимрейки и поводков, так как при слишком малых зазорах в них рулевое управлениебудет очень трудным (из-за высокого трения), при слишком больших возникаютстуки. Если поперечное сечение зубчатой рейки не круглое, а Y-образное,то дополнительные меры по предотвращению кручения рейки вокруг продольно осиможно не предусматривать.
/>
Рис. 1. Определение длины боковой тяги.
Рулевое управление типа 4, которое устанавливается налегковые автомобили фирмы Фольксваген, отличается легкостью хода и недорого визготовлении. К недостаткам следует отнести повышенные нагрузки отдельныхдеталей и возможное в результате этого снижение жесткости.
Для предотвращения вызываемого изгибающим моментом прогиба/скручиваниязубчатая рейка имеет относительно большой диаметр – 26 мм.
На практике выбор типа реечного рулевого управленияпроизводится из компоновочных соображений. В нашем случае из-за отсутствияместа для размещения рулевого механизма внизу, принято верхнее расположениерулевого механизма. Это обуславливает применение рулевого управления типов 3,4.для обеспечения прочности и жесткости конструкции окончательно принимаетсяверхнее расположение рулевого механизма и тип 3 рулевого управления.
Следует признать, что такая компоновка рулевого управленияне является самой удачной. Высокое расположение рулевого механизмаобуславливает его большую податливость из-за прогиба амортизационных стоек. Приэтом наружное колесо прогибается в сторону положительного развала, внутреннее –в сторону отрицательного. В результате колеса дополнительно наклоняются внаправлении, куда их уже стремятся наклонить боковые силы при движении вповороте.
Кинематическийрасчет рулевого привода.
Кинематический расчетзаключается в определении углов поворота управляемых колес, нахождениипередаточных чисел рулевого механизма, привода и управления в целом, выборепараметров рулевой трапеции, а также в согласовании кинематики рулевогоуправления и подвески./>/>/>/>/>
1.4 Определение параметроврулевой трапеции
Вначале рассчитывается максимальный средний угол поворотауправляемых колес, необходимый для движения автомобиля с минимальным радиусом.Согласно схемы, изображенной на рис.2.
/> (1)
/>
Рис. 2.Схема поворота автомобиля с абсолютно жесткимиколесами.
/>
Рис. 3.Схема поворота автомобиля с податливыми колесами.
Для того, чтобы управляемыежесткие колеса катились при повороте без проскальзывания, их мгновенный центрповорота должен лежать на пересечении осей вращения всех колес. При этомнаружный qн и внутренний qвн углы поворота колес связанызависимостью:
/> (2)
где l0– расстояние между точками пересечения осей шкворней с опорной поверхностью.Поскольку эти точки практически совпадают для переднеприводных автомобилей сцентрами контакта колес с дорогой (что обусловлено малым плечом обкатки ипродольным углом наклона шкворня),
/> (3)
Обеспечить такую зависимостьвозможно лишь при помощи довольно сложной кинематической схемы привода, однако,рулевая трапеция позволяет максимально приблизиться к ней.
Вследствие податливости шин в боковом направлении колеса поддействием боковых сил катятся с уводом. Схема поворота автомобиля с податливымиколесами приведена на рис. 3. Для высокоэластичных шин форму трапецииприближают к прямоугольнику с тем, чтобы повысить эффективность работынаружнего, более нагруженного колеса. На некоторых автомобилях трапецияспроектирована таким образом, что до угла поворота »100 колеса остаются примерно параллельными. Но прибольших углах поворота колес кривая фактических углов поворота вновь достигаеткривой требуемых углов по Аккерману. Благодаря этому износ шин при парковании иповоротах уменьшается.
Подбор параметров трапеции начинается с определения угланаклона боковых рычагов трапеции. В настоящее время этот угол обычноподбирается на основании опыта проектирования предшествующих моделей.
Для проектируемого рулевого управления принимаем l=84,190.
Далее определяется длинаповоротного рычага трапеции. Эту длину принимают возможно большей по условиямкомпоновки. Увеличение длины поворотного рычага позволяет снизить усилия,действующие в рулевом управлении, как следствие, повысить долговечность инадежность рулевого управления, а также снизить его податливость.
В нашем случае длина поворотного рычага принята равной 135,5мм.
Очевидно, что с увеличением длины поворотного рычагавозрастает ход рейки, необходимый для достижения заданного максимального углаповорота управляемых колес.
Потребный ход рейки определяется графическим методом либорасчетным путем. Также графическим либо расчетным путем определяется кинематикарулевой трапеции.
/>
Рис.4. Зависимость среднего угла поворота управляемых колес от хода рейки
Нарис. 4 показан график зависимости среднего угла поворота колес от хода рейки.Данные для построения графика получены с помощью программы WKFB5M1, которая применяется в отделе общей компоновки и отделеходовой части и отделе тормозов УПШ ДТР ВАЗа для расчета кинематики подвескиМакФерсон и реечного рулевого управления. По графику определяем, что дляобеспечения угла поворота колес q=34,320необходим ход рейки в одну сторону равный 75,5 мм. Полный ход рейки l=151 мм.
На рис. 5 показана зависимость разности углов поворотанаружнего и внутреннего колес в функции угла поворота внутреннего колеса. Здесьже приведена рассчитанная по Аккерману кривая требуемого изменения разностиуглов поворота колес.
Показателем, служащим для оценки кинематики рулевогопривода, является разность углов поворота колес при угле поворота внутреннегоколеса, равном 200:
/> (4)/>/>/>/>/>
1.5 Передаточное отношение рулевого управления
Общее кинематическое передаточное отношение рулевогоуправления, определяемое передаточными числами механизма Uр.м.и привода Uр.п. равно отношению полного углаповорота рулевого колеса к углу поворота колес от упора до упора:
/> (5)
/>
Рис. 5.Зависимость разности углов поворота колес от углаповорота внутреннего колеса:
1-рассчитанная по соотношению Аккермана
2-для проектируемого автомобиля
Для легковых автомобилей с механическим рулевым управлением qр.к.max=10800…14400(3…4 оборота рулевого колеса), при наличии усилителя qр.к.max=7200…10800(2…3 оборота рулевого колеса).
Обычно количество оборотов рулевого колеса определяется вэтих пределах по результатам расчета зубчатого зацепления«шестерня-рейка». В нашем случае расчеты показали оптимальное числооборотов, равное 3,6 (12960).
Тогда общее передаточное число равно:
/> (6)
Известно, что
/> (7)
Поскольку для проектируемогоавтомобиля принят рулевой механизм с постоянным передаточным числом, Uр.м. постоянно для любого угла поворота руля:
/>
Передаточное число рулевого привода не является величинойпостоянной и уменьшается с увеличением угла поворота руля, что неблагоприятносказывается на усилии на рулевом колесе при парковании.
Зависимость кинематического передаточного отношенияпроектируемого рулевого управления приведена на рис.6
/>
Рис.6. Зависимость передаточного отношения рулевого управления от угла поворотаруля.
/>/>/>/>1.6 Согласование кинематикирулевого привода и подвески
Существует два подхода к согласованию кинематики подвески ирулевого привода. Согласно первому, при ходах отбоя и сжатия подвески не должнопроисходить поворота управляемых колес; согласно второму, более совершенному,конструктор сознательно задает закон изменения схождения колес при ходахподвески для улучшения управляемости автомобиля и снижения износа шин. Порекомендациям фирмы Порше, которые используются на ВАЗе при проектировании,схождение колес должно увеличиваться при ходе отбоя и уменьшаться при ходесжатия подвески. Скорость изменения схождения должна равняться 3-4 минутам насантиметр хода подвески.
Эта работа проводится специалистами отдела общей компоновкии включается синтез кинематики подвески и рулевого управления, в результатекоторого определяются координаты характерных кинематических точек./>/>/>/>/>
1.7 Расчет параметров зацепления механизма«шестерня-рейка»
Расчет параметров зацепления передачи«шестерня-рейка» имеет ряд особенностей. Поскольку эта передачатихоходная, а также беззазорная, то к профилю зубьев шестерни и рейкипредъявляются особые требования по точности.
Исходныеданные для расчетов:
1. Модуль по номограммам, обычно из стандартного ряда (1,75;1,9;2,0;…) взависимости от хода рейки и числа оборотов рулевого колеса: m1=1,9
2. Число зубьев шестерни z1. Такжевыбирается по номограммам. Для реечных рулевых механизмов обычно лежит впределах 6…9. z1=7
3. Угол исходного контура aи.ш.=200
4. Угол наклона оси вала шестерни к продольной оси рейки d=00.
5. Угол наклона зуба шестерни b.
Наименьшее скольжение, а следовательно, и наивысший КПДобеспечивается при b=00. приэтом на подшипники крепления вала шестерни не действует осевые нагрузки.
Косозубое зацепление принимается при необходимостиобеспечения повышенной прочности, а также для механизмов с переменнымпередаточным числом – для обеспечения плавности работы.
Принимаем b=15050′.
6. Межосевое расстояние a. Обычно принимаетсяминимально возможным по условиям прочности, что обеспечивает компактностьконструкции, снижает вес рулевого механизма и обеспечивает хорошую компоновку.а=14,5 мм
7. Диаметр рейки d. Для обеспечения прочностимеханизма за счет длины зуба принимаем d=26 мм.
8. Ход рейки lр=151 мм.
9. Коэффициент радиального зазора шестерни С1=0,25 мм.
10. Коэффициент головки зуба инструмента для изготовления шестерни />
11. Коэффициент радиального зазора рейки С2=0,25 мм.
12. Коэффициент головки зуба инструмента для изготовления рейки />
Расчетпараметров шестерни:
1. Коэффициент смещения исходного контура минимальный (определяется изусловия максимального профильного перекрытия)
/> (8)
2. Минимальный диаметр ножки зуба.
/>(9)
3. Диаметр основной окружности
/> (10)
4. Диаметр начальной окружности
/>(11)
5. Коэффициент высоты головки зуба
/>(12)
6. Угол зацепления (торцовый угол) при изготовлении
/> (13)
7. Максимальный коэффициент смещения исходного контура x1max определяется из условия, что толщина головки зубаравна 0,4m1. Для расчета требуется диаметрокружности головки зуба da1.предварительный расчет диаметра головки зуба проводится по формуле:
/>,(см. рис.7.) (14)
/>
Рис.7.
УголaSKпринимается равным 500, а затем корректируется операционным методомпо формуле:
/> (15)
где/> – поправка к углу aSK (рад);
/> (16);
/> (17)
Достаточнаяточность при вычислении aSK достигается после 4-х операций
aSK=49,1820
Тогда/>
Наконец,
/> (18)
8. Коэффициент смещения исходного контура х1 выбирается впределах х1min
х1=1,02
9. Диаметр окружности головки зуба шестерни da1при выбранном х1:
da1=2m1(h*01+ х1)+d01=19,87мм(19)
10. Диаметр окружности ножки зуба шестерни
/> (20)
11. Диаметр активной окружности ножки зуба шестерни dn1рассчитывается в зависимости от знака В:
dn1=dB1при B£Ф(21)
/> при В>Ф (22)
где/> (23);
h*a2 –коэффициент головки зуба рейки
dn1= 13,155 мм
Высотазуба шестерни
/> (24)
12. Угол aSKпри принятом коэффициенте смещения исходного контура х1:
/> (25)
13. Пропорциональное перекрытие в торцовом сечении ea вычисляетсяв зависимости от А:
/> (26)
приА³Ф
/> (27) при А
гдеА=а-rNa2-0,5dB1cosawt – расстояние между активной линией головки зубарейки и основной окружностью;
rNa2 – расстояние от оси рейки доактивной линии головки зуба
ea=1,0909
14. Осевое перекрытие в торцевом сечении
/> (28)
гдеb2 – средняя ширина зуба рейки
15. Модуль торцевой
/> (29)
16. Радиальный зазор шестерни
С1=mnC1*=0,475 мм (30)
17. Основной шаг
Pb=pmncosa01=5,609мм (31)
18. Коэффициент смещения исходного контура в торцевом сечении
xf1=xn1×cosb1=0,981 (32)
19. Толщина зуба на основной окружности в торцевом сечении
Sbt1=(2 х1tga0+0,5p)cosawtmt+dB1×invawt=4,488210мм (33)
inv awt=tgawt–awt/180=0,01659 (34)
20. Толщина головки зуба шестерни
/> (35)
Диаметрконтакта шестерни на конце рейки
/> (36)
приda1-dy>0при da1-dy£Ф da1=dy
гдеrNa2 – расстояние от оси рейки доактивной линии головки зуба
dy=18,16
21. Измеряемое число зубьев шестерни
/> (37)
округляетсяв меньшую сторону, где bB=arcsin(cosa0×sinb01) — угол наклоназуба по основной окружности;
Pl=pmncosa01– основной шаг
z’=2
22. Длина общей нормали
W=(z’-1)Pb+Sbt1cosbB=9,95мм (38)
23. Минимальная активная ширина шестерни
/>(39)
1.8Расчет параметров рейки
1. Угол наклона зуба рейки
b02=d-b01=-15050′ (40)
2. Коэффициент головки зуба рейки
h*a2=h*ap01-C*2=1,25(41)
3. Радиальный зазор рейки
С2=mn C*2=0,475(42)
4. Расстояние от оси рейки до средней линии зуба
r2=a-0,5d01-mn x1=5,65 мм(43)
5. Расстояние от оси рейки до линии ножки зуба
rf2= r2-mn h*ap02=4,09мм (44)
6. Расстояние от оси рейки до активной линии головки зуба
rNa2= r2+ mn h*ap01-mnC*2=8,025мм (45)
7. Расстояние от оси рейки до линии головки зуба рейки
ra2= rNa2+0,1=8,125 (46)
8. Средняя ширина зуба рейки
/> (47)
9. Расстояние от оси рейки до активной линии ножки зуба
rN2=a-0,5da1cos(aSK-awt)=5,78 мм (48)
10. Высота головки зуба рейки
ha2=ra2-r2=2,475 мм (49)
11. Высота ножки зуба рейки
hf2=r2-rf2=1,558мм (50)
12. Высота зуба рейки
h2= ha2-hf2=4,033 мм (51)
13. Торцовый шаг
/> (52)
14. Толщина зуба рейки у ножки
Sfn2=2(r2 — rf2)tga0+0,5pmn=4,119 мм (53)
15. Ширина впадины у ножки
Sef2=pmn — Sfn2=1,85 мм (54)
16. Толщина головки зуба рейки
San2=0,5 pmn-( rNa2+0,1- r2)2tga0=1,183 мм (55)
17. Радиус основания ножки зуба рейки
Pf2=0,5 Sef2×tg(450+0,5d0)=1,32мм (56)
18. Минимальное число зубьев рейки z2min:
/> (57)
гдеlp – ход рейки
/> — потеря длины (разницамежду общим зацеплением и ходом рейки) (58);
/> (59)
l1=a-ra2 (60)
/> (61)
/> (62)
/> (63)
z2min=25,35
19. Диаметр измерительного ролика теоретический
/> (64);
округляемдо существующего d1=4,5 мм
20. Измеряемый размер от края рейки
/>(65)
21. Измеряемый диаметр от оси рейки
/> (66)
22. Измеряемый диаметр до головки зуба
/> (67)
23. Измеряемый диаметр до ножки зуба
/> (68)
/>/>/>/>2. Описание конструкции,представленной в графической части, и ее
анализ
Параметры шасси зависят от типа кузова, расположениядвигателя и коробки передач, распределения масс автомобиля и его наружныхразмеров. В свою очередь, схема и конструкция рулевого управления зависят какот параметров автомобиля в целом, так и от принятых решений по схеме иконструкции других элементов шасси и привода. Схема и конструкция рулевогоуправления определяются на ранних этапах проектирования автомобиля.
Основой для выбора способа управления и компоновки схемырулевого управления служат принятые на этапе эскизного проектированияхарактеристики и конструктивные решения: максимальная скорость, размер базы,колесная формула, распределение нагрузки по осям, минимальный радиус поворотаавтомобиля и т.д.
/>
Рис.8.
Рулевоеуправление автомобиля ВАЗ-2110 состоит из рулевого механизма реечного типа ирулевого привода. Конструкцией, представленной в графической части данногодипломного проекта, является реечный рулевой механизм с тягами в сборе, а такжерабочие чертежи его деталей.
Реечные рулевые механизмы более распространены, так какобладают малой массой, высоким КПД и повышенной жесткостью, хорошо компонуютсяс гидравлическими усилителями, что обусловило их использование на легковыхавтомобилях с передним расположением двигателя, например, на ВАЗ-2110 применяютрулевое управление из-за того, что у данной модели автомобиля максимальнаянагрузка на управляемую ось до 24 кН.
Схема рулевого управления автомобиля ВАЗ-2110 представленана рис.8. На этом рисунке:
1 – головка наконечника тяги;
2 – шаровой шарнир;
3 – поворотные рычаги;
4 – гайки;
5 – трубчатая тяга;
6 – горизонтальные тяги;
7 – болты;
8 – крепящая тяга;
12 – соединительная пластина;
13 – стопорная пластина;
14 – резинометаллический шарнир;
15 – уплотнительные кольца;
16 – втулка;
17 – рейка;
18 – картер;
19 – хомут;
20 – эластичная муфта;
21 – рулевые тяги;
22 – демпфирующий элемент;
23 – рулевое колесо;
24 – шариковый радиальный подшипник;
25 – вал;
26 – рулевая колонка;
27 – кронштейн;
28 – защитный колпачок;
29 – роликовый подшипник;
30 – приводная шестерня;
31 – шариковый подшипник;
32 – стопорное кольцо;
33 – защитная шайба;
34 – уплотнительные кольца;
35 – гайка;
36 – пыльник;
37 – резиновое кольцо;
38 – стопорное кольцо;
39 – металлокерамический упор;
40 – пружина;
44 — гайка.
На рис.9 изображенрулевой механизм реечного типа с тягами в сборе.
/>
Рис. 9.
Данная конструкциявключает в себя:
1 – защитный колпачок;
2 – картер рулевого механизма;
3 – рейка рулевого механизма;
4 – приводная шестерня;
5 – рулевая тяга;
6 – распорная втулка, ограничивающая ход рейки;
7 – болт крепления рулевой тяги, затягивают с моментами 7,8±0,8 кгс×ми законтривают их отгибанием краев стопорной пластины на грани болтов;
8 – соединительная пластина;
9 – упорная втулка;
10 – опора рулевого механизма, плотно прилегающая к чехлу;
11 – опорная втулка рейки;
12 – защитный чехол, установленный так, чтобы его правый торец находился нарасстоянии 28,5-0,5 мм от торца трубы, и закрепленный хомутами;
13 – хомут;
14 – упорное кольцо рейки, ограничивающее ход рейки;
15 – уплотнительное кольцо упора рейки;
16 – гайка;
17 – упор рейки;
18 – роликовый подшипник;
19 – шариковый подшипник;
20 – стопорное кольцо;
21 – уплотнительное кольцо гайки;
22 – гайка крепления подшипника шестерни;
23 – пыльник;
24 – шайба;
/>/>/>3. Проверочный расчёт на прочностьзубчатого зацепления
Статическая нагрузка от рулевого колеса />. Тяги, блокируемые врасчётном положении./>/>/>3.1 Расчёт сил сцепления
/>
/> />/>
Индекс 1 относится к шестерне, 2 – к рейке.
/> – угол зацепления /> – угол наклона зуба (прямозубая рейка) />
Рис.19
do1 = 13,3 мм– делительный диаметр шестерни,
Fu – изгибная сила,
Fr – радиальная сила,
Ft – тангенциальная сила,
Fn – нормальная сила.
/> (91);
/>
/> т. к. угол /> />.
/>/>/>/> 3.2 Нагрузка нарейку
/>Рис.20 Нагружение рейки
/>
1 />
/>
2 />
/>Схема распределения сил имоментов
/>
Напряжение изгиба рейки
/> (92)
/>
/>
Коэффициент запаса прочности />./>/>/>3.3 Радиальная нагрузка на подшипник опоры шестерни
/> (93)
/> (94)
FRV – радиальная нагрузкароликового подшипника;
FRR- радиальная нагрузка шарикового подшипника.
/>
/>/>/>/>3.4 Максимальные силы, действующие на подшипник и проявляющиеся принагрузке Радиальный шарикоподшипник
Односторонний закрытый игольчатый подшипник без внутреннего кольца, FRN, Н
Fa, H
FRR, H 13510 15820
Эвольвентная статическая нагрузка радиальногошарикоподшипника.
/> (95) где />
/>
Коэффициенты работоспособности
С – при динамической нагрузке;
Со – при статической нагрузке;
Св – разрушающая нагрузка, Св = 10 Со.
Для радиального шарикоподшипника:
С = 4650 Н, Со = 2800 Н, Св = 28000 Н. Коэффициент запаса прочности от износа
/> (96)
Втулка игольчатая (односторонний закрепленный игольчатыйподшипник без внутреннего кольца)
С = 6191 Н, Со = 4365 Н, Св = 43650 Н.
Запас прочности от разлома
/>
/>/>/>
3.5 Нагрузка установочного винта
Установочный винт получает нагрузку при воздействиирадиальной силы Fr=985 H и FL1= 1817,6 H.Резьба М32 х 1,5
Материал:
· установочный винт GD – Z и Al 4
· втулка CD Al 98 Cu 3
Несущая длина резьбы 5 мм.
/>
Контактное напряжение
/> (97)
Материал для всех, передающихусилие деталей, таких, как рычаги рулевой трапеции, поворотные рычаги,поперечная тяга, шаровые шарниры и т. д., должны обладать достаточно большимотносительным удлинением. При перегрузке эти детали должны пластическидеформироваться, но не разрушаться. Детали из материала с малым относительным удлинением,например, из чугуна или алюминия, должны быть соответственно толще. Приблокировке рулевого управления, при разрушении или ослаблении какой – либо изего деталей автомобиль становится неуправляемым, а авария – практическинеизбежна. Вот почему надежность всех деталей играет важную роль.
/>/>/>Заключение
В данном курсовом проекте на тему «Рулевое управлениелегкового автомобиля 2-го класса» была рассмотрена конструкция рулевогомеханизма реечного типа. Приведен расчет параметров зацепления «шестерня –рейка», тяговый расчет автомобиля, в котором определяется внешняяскоростная характеристика, мощностной баланс, время и путь разгона, топливнаяэкономичность.
/>/>/>Список литературы
1. Автомобили. Теория и конструкция. Минск: Высшая школа,1978
2. Документация по техпроцессам ОМО МСП ОАО «АвтоВАЗ»
3. Булавина Н.Ф. Методические указания к лабораторной работе по дисциплине«Экономика отрасли». Тольятти, ТПИ, 1994
4. Гурин Ф.В., Киеников В.Д., Рейн В.В. «Технологияавтотракторостроения». М.: Машиностроение, 1981
5. Гришкевич А.И., Ломенко Ю.Н. Автомобиль. М.: Высшая школа,1987
6. Иларионов В.А., Морин Н.М., Сергеев Н.М. Теория и конструкцияавтомобиля. М.: Машиностроение, 1972
7. Логинов М.И. Рулевое управление автомобилей. М.: Машиностроение, 1972
8. Лукин П.П., Гапарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчетавтомобиля. М.: Машиностроение, 1984
9. Охрана труда в машиностроении. М.: машиностроение, 1983
10. Охрана труда на предпрятиях автомобильного транспорта. М.: Транспорт,1985
11. Раймпель Й. Шасси автомобиля. М.: Машиностроение, 1987
12. Чайковский И.П., Соломатин П.А. Рулевые управления автомобилей. М.Машиностроение, 1987