 |
Контактное напряжение в зацеплении
|
|
|
|
= Рх / (Fn), (1.20)
где Рх -осевое усилие, воспринимаемое червяком;
F -площадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов);
n -число гребней ролика.
Осевая сила
Рх = Мр.к. / (
), (1.21)
Где 
- начальный радиус червяка в горловом сечении;
-угол подъема винтовой линии в том же сечении.
Площадь контакта одного гребня ролика с червяком
, (1.22)
где r1 и r2 -диаметры червяка и ролика;
и 
-углы охвата границ площади контакта (угол между радиусами, проведенными из центра окружности червяка и ролика, к крайним точкам контактной площади).
Допустимое напряжение 
=7 …8МПа
Винтореечный механизм. В звене винт -шариковая гайка определяют радиальную нагрузку на один шарик.
Условная радиальная нагрузка на шарик.
, (1.23)
где m -число рабочих винтов;
z -число шариков на одном витке (находят из условия полного заполнения канавки);
-угол контакта шариков с канавками ( =450).
Контактное напряжение, определяющее прочность шарика
(1.24)
где kkp-коэффициент, зависящий от кривизны контактирующих поверхностей (kkp=0,6…0,8);
Е -модуль упругости первого рода (Е=200МПа);
dш -диаметр шарика;
dк -диаметр канавки;
Допустимое напряжение 
=2500 …3500 МПа
Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87.
Окружное усилие на зубьях сектора
, (1.25)
где rсек -радиус начальной окружности сектора;
Рж -максимальное давление жидкости в усилителе;
Dгц -диаметр гидроцилиндра усилителя.
Второе слагаемое применяется в том случае, если усилитель нагружает рейку и сектор, т.е. когда рулевой механизм объединен с гидроцилиндром.
Допустимое напряжение 
=300 …400Мпа; =1500МПа.
|
|
|
Вал рулевой сошки.
Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя
, (1.26)
где d -диаметр вала сошки.
Допустимое напряжение 
=300 …350МПа
Рулевая сошка. Основные виды напряжения: изгиб и кручение. Расчет ведут на сложное сопротивление. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя) (Рис. 2.12).
, (1.27)
где 
-длина сошки (между осями вала и шарового пальца сошки).
Напряжение изгиба в опасном сечении (переходное сечение от отверстия под вал сошки в тело сошки, т.е. у основания сошки).
, (1.28)
где 
-расстояние от оси шарового пальца до опасного сечения сошки;
Wи -осевой момент сопротивления опасного сечения.
Напряжение кручения
, (1.29)
где 
-плечо действия силы (расстояние от центра шара до центра посадки сошки на вал);
Wк -полярный момент сопротивления опасного сечения.
Эквивалентное напряжение
=300…400 МПа.
Шаровой палец сошки.
Напряжение изгиба
, (1.30)
=300…400МПа.
Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара dш).
; 
=25…35МПа (1.31)
Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания Fшп
(1.32)
Таким же образом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений рулевого привода с учетом действующих на шаровой палец сил.
Продольная тяга. Сила Рсош вызывает напряжение сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги (Рис. 2.13).
Напряжение сжатия
(1.33)
где F-площадь сечения продольной тяги.
Критическое напряжение при продольном изгибе
(1.34)
где J-экваториальный момент инерции сечения тяги;
;
-длина продольной тяги (по центрам шарниров);
E-модуль упругости первого рода (E=200 МПа).
Запас устойчивости
(1.35)
Поворотный рычаг нагружается изгибающей силой 
и скручивающим моментом 
(
-расстояние от поперечной рулевой тяги до балки переднего моста).
|
|
|
Напряжение изгиба
(1.36)
где S-плечо действия силы на поворотный рычаг.
Напряжение кручения
(1.37)
Допускаемое эквивалентное напряжение
Боковые рычаги трапеции испытывают напряжение изгиба и кручения под действием силы (действующей вдоль поперечной рулевой тяги).
;
Напряжение изгиба
(1.38)
Напряжение кручения
(1.39)
Допускаемое эквивалентное напряжение 
.
Поперечная тяга трапеции. Тяга, нагруженная силой Рп.т, рассчитывается по той же методике, что и продольная тяга, т.е. на сжатие и продольную устойчивость (
).
2. Тормозное управление
Расчет тормозных механизмов
Тормозные моменты на колесах автомобиля (передних и задних), Н м
(2.1)
где 
, 
-вес автомобиля с грузом, приходящий на передние и задние колеса, Н;
-коэффициент сцепления шин с дорожным покрытием, для сухого асфальта 
=0,8…0,9;
-динамический радиус колес, м.
По прототипу или заданию выбирают тип тормозного механизма и его основные размеры: диаметр барабана (или диска) 
и ширина колодки b (см. приложение 9). Затем эти размеры проверяют по удельной нагрузке и удельной работе трения, которая определяет температуру нагрева тормозного барабана.
|
|
|
