Для робочої гальмової системи переважними є два види приводів – гідравлічний і пневматичний, в меншій мірі використовуються механічні і комбіновані приводи.
Гідравлічний привод відрізняється високою швидкодією, простотою конструкції, малими габаритними розмірами, малою масою і вартістю. При цьому він має обмежене силове передавальне число, що приводить до необхідності використання підсилювачів і ускладнення конструкції.
Пневматичний привод має складну конструкцію, більший час спрацьовування, значні габаритні розміри, більшу масу і високу вартість. Пневматичний привод дозволяє одержати більш приводні сили, а також простими засобами здійснити з’єднання з тягачем гальмових механізмів причіпних ланок.
Механічний привод переважно використовується для ручних стоянкових гальм.
Комбінований гальмовий привод являє собою в більшості випадків синтез елементів гідравлічного і пневматичного приводів.
При обранні і обгрунтуванні типу та конструкції гальмового приводу необхідно передбачити міри забезпечення оптимального розміру гальмових сил між колесами автомобіля, плавності спрацювання та його мінімального гасу, довговічності, надійності і простоти конструкції, зручності користування.
Підвищення надійності роботи гальмового приводу може бути досягнутим при виконанні двоконтурних систем з роздільним підведенням енергій до колії різних осей. Для використання елементів робочої гальмової системи в якості запасної доцільно використовувати привод стоянкової системи до колісних гальмових механізмів.
Після вибору і обгрунтування типу приводу необхідно визначити конструкцію його основних механізмів і пристроїв.
Кінематичне Uk i силове Up числа гальмового приводу визначаються за виразами:
; (110)
де Sn – робочий хід педалі або важелів гальма (для вантажних автомобілів Sn = 80…100 мм; для легкових - Sn = 70…75мм);
- сумарне переміщення кінців колодок у місці їх з’єднання з поршнями або розтискними кулаками (åSk = 3…6мм );
Pпед – сила натискання на гальмову педаль під час гальмування автомобіля;
åРгм – сумарне зусилля натискання на кінці колодних поршнів або розтискних кулаків.
Силове передаточне число гальмового привода uп визначається за умови рівності тисків, які виникають від сили Рпед натискання на гальмову педаль (при гідравлічному приводі) або від сили тиску повітря (при пневматичному приводі) і сил, які розтискають колодки гальмового механізму (рис. 28).
Для гідравлічного гальмового приводу :
; (111)
де dрц – діаметр робочого гальмового циліндра;
dгц – діаметр головного гальмового циліндра;
hпр = 0,95…0,97 – ККД гідравлічного гальмового приводу;
– передаточне число гідравлічної частини приводу;
= uм – передаточне число механічної частини приводу.
Згідно діючих нормативів силове передаточне число гідравлічного приводу повинно мати такі значення:
для вантажних автомобілів uр=50…60;
для легкових автомобілів uр=30…40.
Рис.28. Розрахункові схеми визначення силового передаточного числа привода гальмівної системи
а – гідравлічного; б – пневматичного; в – пневматичного з пружинним енергоакумулятором
Середні значення тиску робочої рідини в системі гідравлічного гальмового приводу =2…3 МПа, а в умовах аварійного гальмування – =7…10 МПа.
Для загальмовування автомобіля водій повинен прикласти до педалі автомобіля зусилля :
; (112)
де - сумарна гальмівна сила, яка діє на колеса автомобіля.
Під час робочого гальмування згідно діючих нормативів , а аварійного гальмування .
Якщо обчислене значення , то у гальмовому приводі необхідно передбачити використання підсилювача.
Силове передаточне число пневматичного гальмового приводу:
; (113)
де: і - геометричні параметри приводу гальмового механізму;
– ККД механічних елементів приводу.
Згідно діючих нормативів силове передаточне число пневматичного гальмового приводу повинно бути , тиск повітря в гальмовій системі МПа.
3.3.2. Рульове керування. Кінематичні схеми і силові передавальні числа
Рульове керування служить для зміни або підтримання обраного напрямку руху автомобіля і здійснення маневрування. В загальному випадку воно складається з трьох основних частин: рульового механізму, рульового приводу і підсилювача.
Зміна напрямку руху автомобіля може здійснюватись чотирма способами:
- поворотом керованих коліс (коліс передньої осі, коліс кількох осей, коліс всіх осій);
- поворотом керованих осей або керованих візків (передньої осі, кількох осей, всіх осей або візків);
- складанням ланок транспортного засобу (так званий опозитний спосіб повороту);
- бортовим способом (по-гусеничному).
З числа перелічених способів найбільше задовольняє вимогам споживачів автомобілів загального призначення спосіб повороту керованих коліс.
Оцінюючими параметрами рульового керування є кінематичне і силове передаточні числа, величина зазору в зачепленні і ККД рульового механізму і рульового приводу.
При виборі і обгрунтуванні конструкції органів рульового керування необхідно забезпечити виконання вимог до нього: витримка таких співвідношень між кутами коліс, за якого кочення всіх коліс не супроводжується їх бічним ковзанням; забезпечення узгодженості в кінематичному і силовому відношенні між поворотом рульового і керованого коліс; створення умов для забезпечення легкості керування і високої маневреності автомобіля.
Кінематичне передаточне число рульового приводу дорівнює відношенню елементарного кута qс повороту вала сошки до півсуми елементарних кутів a1 і a2 повороту відповідно внутрішнього і зовнішнього керованих коліс:
(114)
Величина uкп не є постійною і залежить від положення ланок приводу. Тому її значення повинні визначатись графічно для різних кутів повороту коліс.
Кінематичне передаточне число рульового механізму в залежності від принципу, покладеного до основи його конструкції може бути постійним або змінним:
(115)
де Dqрк і Dqс – зміна кутів повороту відповідно рульового колеса і вала сошки.
Враховуючи два останні вирази, загальне кінематичне передаточне число рульового керування:
(116)
Кут повороту рульового колеса сучасних автомобілів складає qрк = 540 ... 1080°, кути повороту керованих коліс a1 = a2 = 30 ... 40°, кінематичні передаточні числа рульового керування вантажних автомобілів uкр = 20 ... 25, легкових uкр = 13 ... 22.
Силове передаточне число рульового керування дорівнює:
(117)
де Gк – сила тяжіння автомобіля, що припадає на керовані колеса, Н;
fr = 0,018 ... 0,022 – коефіцієнт опору кочення;
j = 0,6 ... 0,8 – коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою;
rковз = (0,12 ... 0,15) × rк – радіус ковзання шини, м;
rк – радіус кочення шини, м;
R = (0,20 … 0,25) м – радіус рульового колеса, м;
Мрк = Ррк × R – момент, який прикладається до рульового колеса, H×м;
Ррк – зусилля, яке прикладається до рульового колеса, Н;
с – радіус обкочування керованого колеса м (для вантажних автомобілів с = 0,05 ... 0,12 м, для легкових с = 0,05 ... 0,06 м).
В існуючих конструкціях сучасних автомобілів uср = 100 ... 300.
Рульовий привод.
Рульовий привод, який уявляє собою систему тяг і важелів, служить для передачі зусилля від сошки на поворотні цапфи і здійснення заданої залежності між кутами повороту керованих коліс. Частина рульового приводу, яка забезпечує цю залежність, зветься рульовою трапецією.
Типові схеми рульового приводу представлені на рис. 28 (схема а – відноситься до автомобілів з залежною підвіскою, схема б – з незалежною підвіскою).
Рис. 28
Основною задачею кінематичного розрахунку є визначення оптимальних параметрів рульової трапеції.
Рульовий привод повинен забезпечувати поворот керованих коліс автомобіля на різні кути, значення яких (без урахування бокового відведення шин) знаходяться в залежності:
(118)
де aз aв – кути повороту відповідно зовнішнього і внутрішнього керованого моста;
В – відстань між шарнірами (осями) повороту коліс, м;
L – поздовжня база автомобіля, м.
Використовуючи рівнобічну трапецію необхідно визначити M, m, n (рис. 29)
Рис.29. Схема рульової трапеції
Для визначення відстані між осями повороту коліс В задаються довжиною поворотної цапфи Lц, яку можна прийняти рівною ширині профілю шини вш.
Довжина поперечної тяги:
м (119)
де 0,12 ... 0,16
Значення кута q знаходять з виразу
???????????????????
де K » 0,7 при задньому і K » 1,0 при передньому розташуванні рульової трапеції
Для перевірки відповідності обраних розмірів рульової трапеції задовольняння вимоги кочення коліс при повороті без бокового ковзання необхідно побудувати графік залежності aз = f (aв) за даними, одержаними аналітичним методом на основі виразу (120), і даними графічної побудови кінематики рульової трапеції. Для реалізації аналітичного методу на основі виразу
(120)
проводять обчислення кута повороту зовнішнього колеса aз при значеннях aв: 0°, 5°, 10°, 15°, 20°, 25°, 30°, 40°.
Для реалізації графічного методу необхідно в масштабі не менше ніж 1:10 накреслити схему рульової трапеції і графічно повертаючи внутрішнє колесо в межах можливого кута повороту від 0° до 40° з кроком 5°, визначити кути повороту зовнішнього колеса aз (рис. 30)
Рис. 30
Результати отримані при реалізації аналітичного і графічного методів необхідно представити у вигляді таблиці (таблиця 17) і графіка (рис. 31)
Таблиця 17
Кут повороту керованих коліс
| Кут повороту колеса, град | Внутрішнього, aв | |||||||||
| Зовні-нього aз | Теоретичний | |||||||||
| Графічний |
Рис. 31
Обрані розміри рульової трапеції вважають задовільними, якщо при кутах повороту внутрішнього колеса до 20° графічна та теоретична залежності співпадають, а при наближенні до 40°, їх розбіжність не перевищує 2 ... 3°.
При виконанні даного розділу курсового проекту необхідно описати спосіб регулювання кута сходження керованих коліс, конструкцію шарнірних з’єднань та способи їх мащення, а при отриманні завдання на конструкторську розробку привода – провести розрахунки на міцність основних деталей: повздовжньої і поперечної тяг, елементів шарнірних з’єднань та ін.
Рульовий механізм
В сучасних автомобілях використовуються шестеренні, черв’ячні, гвинтові та кривошипні рульові механізми. До їх конструкції пред’являються спеціальні вимоги: високий ККД в прямому напрямку (від рульового колеса до керованих коліс) для полегшення керування автомобілем і знижений ККД в зворотному напрямку для зменшення сили поштовхів, які виникають при переїзді через нерівності; зворотність рульової пари для забезпечення елементів рульової пари в нейтральному положенні керованих коліс при забезпеченні можливості його регулювання в процесі експлуатації; заданий характер зміни передаточного числа рульового механізму; травмобезпечність рульового механізму; та деякі загальні вимоги відносно матеріалоємності, технологічності виготовлення, вартості, простоти обслуговування та ремонтопридатності.
При виконанні курсового проекту, керуючись особливостями конструкції, компоновки і умов експлуатації автомобіля, необхідно обрати і обгрунтувати конструкцію рульового механізму і накреслити його кінематичну схему.
Міцнісний розрахунок деталей рульового механізму проводиться з урахуванням того, що найбільші навантаження в ньому виникають при повороті на місці керованих коліс на сухій асфальтобетонній опорній поверхні. Момент опору повороту коліс при цьому:
, H×м (121)
де S Мпі – сумарний момент опору повороту коліс;
S Мті – момент тертя в рульовому приводі.
Момент опору повороту керованих коліс нерухомого автомобіля:
H×м (122)
де GKK – частина ваги автомобіля, яка припадає на керовані колеса;
fc – коефіцієнт опору коченню (для автомобілів загального призначення, які експлуатуються на дорогах з твердим покриттям fc = 0,02 ... 0,04);
j = 0,7 ... 0,85 – коефіцієнт зчеплення коліс з опорною поверхнею;
rковз = (0,10 ... 0,16) rк – радіус ковзання, м.
Необхідність використання підсилювача рульового керування виникає в тому випадку, коли зусилля, яке необхідно прикласти водію до рульового колеса для повороту керованих коліс, перевищує 400 Н. Це зусилля визначається за виразом:
H×м (123)
де Rрк – радіус рульового колеса, м; Rрк = (380 ... 550) мм;
uм – кінематичне передаточне число рульового механізму;
uрп – кінематичне передаточне число рульового приводу;
hм, hрп – відповідно ККД рульового механізму і рульового приводу (hм = 0,75 ... 0,92; hрп = 0,85 ... 0,95).
При виконанні опису конструкції рульового механізму необхідно вказати спосіб забезпечення і проведення регулювань.
При включенні рульового механізму в спеціальне завдання курсового проекту слід визначити його геометричні параметри і провести розрахунки елементів на міцність.
Рульовий механізм з глобоїдним черв’яком і роликом (рис. 32).
Зачеплення такого типу забезпечується зубцям високу міцність на згинання. З цієї причини особлива увага в розрахунках приділяється зносостійкості та контактній міцності. Оцінка здійснюється за величиною напруг стискування, які з достатньою точністю можуть бути визначені за виразом:
(124)
де ;
і – кількість гребенів ролика, які передають зусилля;
r1з і r2з – зовнішні радіуси черв’яка і ролика;
j1 і j2 – центральні кути контактної площини;
[scт] = 100 … 300 МПа – для тригребеневих роликів.
Рульовий механізм типу “гвинт-гайка-рейка-сектор”
(рис.33).
Для рульового механізму типу “гвинт-гайка-рейка-сектор” в ланці “гвинт-кулькова гайка” визначають умовне навантаження на одну кульку:
(125)
де Q1 – осьове зусилля, яке сприймається гайкою;
mв – кількість робочих витків;
і – кількість кульок, які знаходяться одночасно на одному витку за умови повного заповнювання канавки;
sкон – кут контакту кульок з канавками (sкон = 45 ... 60°).
Контактна напруга, яка визначає напругу в парі кулька-поверхня канавки:
(126)
де m – коефіцієнт, який залежить від кривизни поверхонь, що дотикаються (для існуючих конструкцій m = 0,6 ... 0,8);
Е = 200 ГПа – модуль пружності першого роду (для сталей);
d – діаметр кульки;
dк – діаметр канавки гвинта (гайки);
– кут нахилу канавок гвинта (рейки).
Значення Q1 знаходиться за виразом:
(127)
де Pм max = (0,1 ... 1,5) кН – зусилля на рульовому колесі;
Rм – радіус рульового колеса;
r1 – відстань від осі гвинта до центру кульки.
Рульові механізми типу “гвинт-гайка-рейка-сектор” використовуються з підсилювачами рульового керування.
Рульовий механізм рейкового типу (рис. 34 а, б)
При проведенні розрахунків рейкового рульового механізму кількість зубців приводної шестерні приймають z1 = 6 ... 10. Нормальний крок зубів рейки та їх кількість:
(128)
(129)
де m = 3,0 ... 3,5 мм – модуль приводної шестерні;
L – довжина нарізаної частини рейки.
Довжина нарізаної частини рейки (рис. 34 б):
(130)
де a max – максимальний кут повороту керованих коліс;
ОАк – відстань від осі повороту колеса до шарніра рульової трапеції, встановленого на продовженні рейки.
Висота та товщина зубів рейки рульового механізму:
- висота зуба: (131)
- товщина зуба: (132)
де = 1,0 – коефіцієнт висоти головки;
с’ = 0,25 – коефіцієнт радіального зазору.
Довжина рейки після уточнення:
(133)
Відстань від базової поверхні до ролика при висоті рейки Н = 20 ... 30 мм, куті головного профілю a = 20°:
мм (133)
При проведенні розрахунку зубів рейки на міцність необхідно обчислити ширину зубчастої частини рейки.
Додаток 1