Расчет ступицы ведомого диска

 

Шлицы рассчитываются на срез и смятие по формулам:

 

                                                       (5.14)

 

       где:             

 

 - длина шлиц;

i - число шлиц;

a = 0,75 - коэффициент точности прилегания шлиц.

       Допускаемое напряжение [sсм] = 15-30 МПа, срез шлиц ступицы

                                                                 (5.15)

где: b - ширина шлиц; 

[tmax] = 5-15 МПа.

Определение показателей износостойкости сцепления

       Минимально возможная работа буксования сцепления в Н×м определяется по формуле:

                                       (5.16)

где: ne = 600-800 об/мин - частота вращения коленвала перед включением сцепления;

Ja - момент инерции автомобиля, приведенный к валу сцепления на 1 передаче КПП

 

 где: ma - масса автомобиля, кг;

 rк - радиус колеса, м;

uк ,uг - передаточное число КПП и главной передачи;

Je - момент инерции вращающихся частей двигателя, кг×м2.

Выбирается приближенно с учетом Je существующих конструкций автомобилей (табл.1.2).

 

Таблица 5.2

Тип автомобиля	М-412	ГАЗ-24	ЗИЛ-114	ГАЗ-53	ЗИЛ-130	МАЗ-500
Je, кг×м2	0,19	0,43	0,72	0,51	1,3	3,1

 

       Удельная работа буксования в Н×м/см2 определяется по формуле:

 

                                                 (5.17)

       Приращение температуры деталей сцепления при трогании автомобиля с места, без учета теплоотдачи в окружающую среду,

                                         (5.18)

где: g - доля работы буксования, приходящаяся на нагреваемую деталь;

с - теплоемкость детали (0,115 ккал/(кг×град));

Gд - масса де­тали, кг.

       Для нажимного диска однодискового сцепления g = 0.5; для нажимного диска двухдискового сцепления g = 0,25 и для среднего диска g = 0,5.

Расчет деталей привода сцепления

       Расчет привода включения сцепления состоит в правильном подборе соотношения плеч рычагов привода для обеспечения легкости и удобства управления.

       Общее передаточное число привода определяется по формуле:

 

                                                                             (5.19)

       где: Рп - усилие на педаль (принимается 120-150 Н);

hпр - 0,85-0,95 - КПД привода.

       а)                                                                                      б)

Рис.5.2 Кинематическая схема привода сцепления

 

В механическом приводе (рис.5.2,а)

                                           (5.20)

В гидравлическом приводе (рис.5.2,б)

                                               (5.21)

 

Рулевое управление

 

Рулевой привод

 

Рулевой привод должен обеспечивать при движении на повороте качение управляемых колес без бокового скольжения. При этом управ­ляемые колеса должны быть повернуты на разные углы, значения ко­торых (без учета угла бокового увода шин) связаны зависимостью:

,                                    (6.1)

где:  и - углы поворота соответственно наружного и внутреннего колес;

M - расстояние между шкворнями;

L - база автомоби­ля.

 

Рис. 6.1 Схема рулевой трапеции и схема поворота автомобиля

 

Рядом с теоретической кривой следует построить действительную кри­вую , которая может быть рассчитана графически. Для этого, пользуясь чертежом рулевого привода, трапецию изображают на бумаге в определенном масштабе и определяют значения  и  для 6-7 положений управляемых колес от = 0⁰ до = max по технической характеристике.

 

Кинематическое  и силовое   передаточные числа рулевого уп­равления определяются:

                                            (6.2)

где: aрк и aук - углы поворота соответственно рулевого и управля­емых колес;

 

Рис. 6.2 Зависимость между углами поворота наружного   и внутреннего  колес автомобиля

 

Uwрм и Uwрп - угловые передаточные числа соответст­венно рулевого механизма и рулевого привода.

Значение aук находится в пределах 40-45°, а  = 540-1080°.

 

             (6.3)

 

где: Uрм и Uрп - кинематическое и силовое передаточные числа рулевого механизма и рулевого привода соответственно;

 

     Rрк - радиус рулевого колеса, Rрк = 0,2-0,25 м;

     - момент сопротивления повороту управляемых колес;

     G₁ -сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса;

      f- коэффициент сопротивления качению; с - плечо поворота управляемых колес;  

     с = 20-60 мм у легковых автомобилей;

     с = 60-100 мм у грузовых автомобилей;

     j - коэффициент сцепления шины с полотном дороги;

     j= 0,8-0,9;

     rj - радиус (плечо) скольжения;

      

     где: rc- статический радиус колеса;

     Mрк - момент, прикладываемый к рулевому колесу,

 

                                                     (6.4)

 

Ррк - усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу.

 

                                              (6.5)

 

где hрм - КПД (прямой) рулевого механизма, hрм = 0,85-0,9;

     hрп - КПД рулевого привода, hрп = 0,85-0,95.

     Если Ррк > 250 Н, то необходим усилитель.

     Расчет деталей рулевого управления на прочность следует про­изводить, исходя из условного расчетного усилия, прикладываемого к рулевому колесу: Ррк = 400 Н для легковых автомобилей и 700 Н - для грузовых автомобилей.

 

Рулевой вал

 

Рулевой вал нагружается моментом:

 

                                       (6.6.)

     Напряжение кручения полого рулевого вала

 

 

                           (6.7)

     Угол закручивания вала

 

                             (6.8)

 

где: dн и dв - наружный и внутренний диаметры вала;

     G - модуль сдвига 85 ГПа (8500 кг/мм2). Материал вала - сталь 20(ЗИЛ), сталь 45 (МАЗ).

 

Расчет рулевых механизмов

 

Глобоидальная пара "червяк - ролик".

     Определяется контактное напряжение в зацеплении червяка и ролика.

 

                                            (6.9)

где: Px - осевое усилие на червяке;

     F - площадь контакта одного гребня ролика с червяком;

     n - число гребней ролика.

                                                  (6.10)

где: rw₀ - начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению;

     b - угол наклона винтовой линии.

     Контактная площадь одного гребня ролика с червяком (рис.2.3).

 

                               (6.11)

 

 

Рис. 6.3 Схема зацепления  "червяк-ролик"

В передаче "винт-шариковая гайка" расчет производится по условной радиальной наг­рузке Pш на один шарик.            (6.12)

 

где: n - число рабочих витков;

     z - число рабочих шариков на одном витке;

     a = 45° - угол контакта шариков с канавками.

     Контактное напряжение, определяющее прочность шарика,

        !                 (6.13)

 

 

где: E - модуль упругости первого рода (E=200 ГПа);

     dш - диаметр шарика; 

     dк - диаметр канавки;

     kкр - ко­эффициент, зависящий от кривизны контактирующих поверхностей (kкр = 0,6-0,8).

Разрушающая нагрузка на шарик Рразр приведена в ГОСТ 3722-81. Для ЗИЛ-130 (диаметр шарика 7,144 мм), Рразр=27500Н, а для МАЗ-500 (диаметр шарика 7,938 мм) Рразр=ЗЗ5ООН.

Наибольшие нагрузки в винтовой паре имеют место при неработающем усилителе.

Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87, при этом конусностью зубьев сектора пренебрегают. Окружное усилие на зубьях сектора:

                                                 (6.14)

где: rсек - радиус начальной окружности сектора;

     Pж - максимальное давление жидкости в усилителе; 

     Pж = (8-10) МПа;

     Dгц - диаметр гидроцилиндра усилителя.

     Второе слагаемое - для встроенного гидроусилителя.