148187 (Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108), страница 8

Ph — P''_τ r_б — k₀P''_n a = 0.

Момент трения, создаваемый пассивной колодкой,

.

Тормозной момент, создаваемый обеими колодками,

.

Реакции опор:

активной колодки:

R'_y = P'_τ; R'_x = P'_n — P,

где P'_n = P'_τ / μ = Ph / (k₀a — μ r_б);

пассивной колодки:

R''_y = P''_τ; R''_x = P''_n — P,

где P''_n = Ph / (k₀a + μr_б).

В дальнейшем для сравнительной оценки различных схем тормозных механизмов введем упрощения — будем считать a ≈ r_б; k₀ = 1; μ = 0,35. Оценить тормозной механизм можно по следующим параметрам:

отношению тормозных моментов, создаваемых активной и пассивной колодками,

М'_тр / М''_тр = (k₀a + μ r_б) / (k₀a — μ r_б);

или, приняв указанные выше упрощения,

М'_тр / М''_тр = (1 + μ) / (1 — μ) = 1,35 / 0,65 ≈ 2

При принятых упрощениях активная колодка обеспечивает примерно в 2 раза больший тормозной момент по сравнению с пассивной, что приводит к ускоренному ее изнашиванию. Возможно применение ступенчатых цилиндров, в которых поршень большего цилиндра воздействует на пассивную колодку, но при этом неоправданно усложняется конструкция; причем:

коэффициент тормозной эффективности (при тех же упрощениях)

К_э = 2 μ /(1 — μ ²) = 0,8;

тормозная эффективность одинакова независимо от направления движения;

статическая характеристика тормозного механизма нелинейна, что свидетельствует о недостаточной стабильности;

в результате неуравновешенности P'_n ≠ P''_n и P'_τ ≠ P''_τ, при торможении на подшипники ступицы колеса действует дополнительная нагрузка.

Схема тормозного привода автомобилей ВАЗ-2108 представлена на рисунке 31. Здесь применен главный тормозной цилиндр типа «Тандем», в котором имеются две секции с автономным питанием тормозной жидкостью. Передняя секция связана трубопроводом с задним тормозным контуром, а задняя — с передним контуром.

Рисунок 31. Схема двухконтурного тормозного гидропривода автомобиля ВАЗ-21008

Если не учитывать трения, реакции клапанов и усилия пружин, то уравнение равновесия реактивной шайбы примет вид

p_ж F₄ — P_пед u_пед — (p_Б — p_А) F₃ = 0, (1)

где p_ж — давление тормозной жидкости в главном цилиндре; F₄ — площадь поршня гидроцилиндра; p_А и p_Б — давление в полостях соответственно А и Б; F₃ — активная площадь поршня.

С достаточным приближением можем считать, что давление р₀ во всех точках Реактивной шайбы одинаково.

Тогда

p_ж F₄ = p₀ F₂; (2)

P_пед u_пед = p₀ F₁, (3)

где F₁ и F₂ — торцовые площади соотвественно плунжера и реактивной шайбы.

Определим из этих уравнений усилие на штоке

(p_Б — p_А) F₃ = p₀ (F₂ — F₁). (4)

Подставим полученное значение в уравнение (1):

(p_Б — p_А) F₃ = P_пед u_пед (F₂ — F₁) / F₁. (5)

Из этого уравнения видно, что усилие, создаваемое усилителем, прямо пропорционально усилию на педали.

Разделив обе части уравнения (6) на P_пед u_пед, получим значение коэффициента усиления

К_у = (p_Б — p_А) F₃ / (P_пед u_пед) = (F₂ — F₁) / F₁.

Как видно из этого уравнения, коэффициент усиления увеличивается с увеличением площади поршня , с уменьшением торцовой площади плунжера или с ростом площади реактивной упругой шайбы. Следует отметить, что изменение соотношения площадей F₂ и F₁, в отличие от площади F₃, не влияет на усилие, развиваемое усилителем, а только изменяет усилие на педали.

3.2 Рулевое управление автомобиля

1 – поворотный рычаг; 2 – шаровой шарнир наконечника; 3 – наружный наконечник рулевой тяги; 4, 6 – контргайка; 5 – регулировочная тяга (муфта); 7, 12 – внутренний наконечник рулевой тяги; 8 – болты крепления внутреннего наконечника рулевой тяги к рейке; 9 – защитный чехол; 10, 28 – опоры рулевого механизма; 11 – скоба крепления рулевого механизма; 13 – картер рулевого механизма; 14 – стяжной болт муфты; 15 – эластичная муфта; 16 – кронштейн крепления вала рулевого управления; 17 – нижняя часть облицовочного кожуха; 18 – вал рулевого управления; 19 – верхняя часть облицовочного кожуха; 20 – подшипник; 21 – демпфер; 22 – рулевое колесо; 23 – промежуточный вал рулевого управления; 24 – фланец эластичной муфты; 25 – пыльник; 26 – уплотнительное кольцо; 27 – защитный колпачок; 29 – рейка; 30 – уплотнительное кольцо упора; 31 – упор рейки; 32 – пружина; 33 – гайка упора; 34 – стопорное кольцо гайки упора; 35 – роликовый подшипник; 36 – приводная шестерня; 37 – шариковый подшипник; 38 – стопорное кольцо; 39 – защитная шайба; 40 – гайка подшипника.

Анализ и оценка рулевого управления автомобиля

Минимальный радиус поворота автомобиля. Расстояние от центра поворота до центра пятна контакта шины с дорогой (оси следа) внешнего колеса при наибольшем угле поворота управляемых колес обычно приводится в технических характеристиках автомобилей и называется минимальным радиусом поворота.

Минимальный радиус поворота двухосного, трехосного автомобилей с жестким передними управляемыми колесами

R_нmin = L / sinθ_нmax

где θ_нmax — максимальный угол поворота наружного управляемого колеса.

Минимальный радиус поворота автомо-со всеми управляемыми колесами

R_нmin = L / (2 sinθ_нmax).

При определении R_нmin расстоянием от оси шкворня до центра пятна контакта шины обычно пренебрегают.

Общий КПД рулевого управления. Этот параметр определяется произведением КПД рулевого механизма и рулевого привода:

η_ру= η_рм η_рп.

Угловое передаточное число рулевого управления. Отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к полусумме элементарных углов поворота наружного и внутреннего колес u_ω = dα/dθ, (где dθ = (dθ_н + dθ_в) / 2) —угловое передаточное число. Оно переменно и зависит от передаточных чисел рулевого механизма u_рм и рулевого привода u_рп:

u_ω = u_рм u_рп.

Передаточное число рулевого механизма u_рм — отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к элементарному углу поворота вала сошки. В зависимости от конструкции рулевого механизма оно может быть постоянным в процессе Поворота рулевого колеса или переменным. Считается, что рулевые механизмы с переменным передаточным числом (u_РМmax соответствует нейтральному положению рулевого колеса) целесообразно применять для легковых автомобилей. Это обеспечивает большую безопасность движения на повышенных скоростях, так как малый угол поворота рулевого колеса не вызывает значительного поворота управляемых колес. Для грузовых автомобилей и особенно для автомобилей высокой проходимости, не оборудованных рулевыми усилителями, целесообразно применять рулевые механизмы, u_РМmax которых соответствует крайним положениям рулевого колеса, что облегчает управление автомобилем при маневрировании.

Передаточное число рулевого привода u_рп — отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: u_рп = 0,85...2,0. Большие значения выбирают для специальных автомобилей.

Силовое передаточное число рулевого управления. Его оценивают отношением суммы сил сопротивления повороту управляемых колес к усилию, приложенному к рулевому колесу. Иногда под силовым передаточным числом понимают отношение момента сопротивления повороту управляемых колес М_c к моменту, приложенному на рулевом колесе М_р.к:

u_с = М_с / М_р.к.

Силовое передаточное число может служить критерием оценки легкости управления по усилию, приложенному к рулевому колесу для поворота управляемых колес. При проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60 Н), так и максимальное (120 Н) усилие.

Ограничение минимального усилия необходимо, чтобы водитель не терял «чувства дороги». Для поворота на месте на бетонной поверхности усилие не должно превосходить 400 Н. По ГОСТ 21398-75 максимальное усилие при выходе из строя усилителя не должно превышать 500 Н у грузовых автомобилей.

Оценка действующих нагрузок на детали рулевого механизма и рулевого привода автомобиля

КПД рулевого механизма. От КПД рулевого механизма в значительной стегни зависит легкость управления. КПД пулевого механизма при передаче усилия от рулевого колеса к сошке — прямой КПД:

η ↓_рм = 1 — M_тр1 / М_р.к,

где M_тр1 — момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу; М_р.к — момент, приложенный к рулевому колесу.

Обратный КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:

η ↑_рм = 1 — M_тр2 / М_в.с,

где M_тр2 — момент трения рулевого механизма, приведенный к валу сошки; Afn.c — момент на валу сошки, подведенный от управляемых колес.

Как прямой, так и обратный КПД зависят от конструкции рулевого механизма и имеют следующие значения:

η ↓_рм = 0,6...0,95; η ↑_рм = 0,55...0,85.

Если учитывать трение только в зацеплении рулевой пары, пренебрегая трением в подшипниках и сальниках, то для червячных и винтовых механизмов

η ↓_рм = tgβ/tg(β + ρ);

η ↑_рм = tg(β — ρ) / tgβ,

где β — угол подъема винтовой линии червяка или винта; ρ — угол трения.

Так, если принять (β =12° и ρ = 8°, то η ↓_рм = 0,6, а η ↑_рм = 0,33, т. е. обратный КПД в 2 раза ниже прямого. Пониженный обратный КПД, хотя и способствует поглощению толчков на рулевое колесо, но в то же время затрудняет стабилизацию Управляемых колес. При прямом КПД η↓_рм ≤ 0,5 обратный КПД η↑_рм ~ 0, рулевая пара становится необратимой и стабилизация отсутствует.

Шестеренные рулевые механизмы.

Для анализа рулевого механизма рассмотрим отношение элементарного угла поворота шестерни к элементарному перемещению рейки. При нормальном npoфиле зубьев шестерни и нормальном профиле зубьев рейки это отношение посто-янно: dα/dS = const. Для большинства применяемых реечных рулевых механизмов это отношение постоянно. Однако в последнее время появились реечные рулевые пары с переменным отношением dα/dS, что достигается нарезкой зубьев рейкой специального профиля, причем в зависимости от поставленной задачи это отношение может изменяться по заданному закону.

При установке реечной рулевой пары целесообразно определять угловое передаточное число рулевого управления u_ω = dα/dθ (где dα — элементарный угол поворота рулевого колеса; dθ — элементарный угол поворота управляемых колес).