Проверка работоспособности подшипников по статической грузоподъемности.

Условие работоспособности радиальных роликовых подшипников вала шестерни по статической грузоподъемности:

Р k k C (3.3.25)

где: Р - эквивалентная нагрузка. Для радиальных подшипников Р = F k ,F - максимальная радиальная нагрузка на подшипник: F = Y ; F = Y . k - к-т динамичности (для легковых автомобилей 1,2…2,0). k - к-т беезопасности, при нормальных требованиях 0,8…1,2. k - к-т материала, для роликовых подшипников 1,0.

C - статическая грузоподъемность подшипника:

C = 21,57 izlD cosα, (3.3.26)

Проверка на прочность пальца дифференциала.

Момент на корпусе дифференциала: М = М U , (3.3.27)

где: U - передаточное число главной передачи (U = Z / Z ).

Палец проверяется на смятие и срез. Напряжение смятия:

σ = М /(r d Bi ) 50…80 МПа, (3.3.28)

Касательное напряжение среза:

τ = 4М /(r πd i ) 120 МПа, (3.3.29)

Если проверка покажет, что условие прочности пальца дифференциала не выполняется, то необходимо увеличить либо диаметр пальца d , либо высоту сателлита В, либо и то и другое, а затем провести проверку заново.

Корпус дифференциала отливают из ковких чугунов КЧ 45-6; КЧ 35-10.

Проверочный расчет рулевого управления.

 

Перечень исходных данных.

1. Радиус рулевого колеса Rрк мм.

2. Сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса G₁ Н.

3. Плечо поворота управляемых колес с, мм.

4. Статический радиус колеса rc, мм.

5. Наружный диаметр рулевого вала dнмм.

6, Внутренний радиус рулевого вала dв мм

7. Начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению rмм.

8. Угол наклона винтовой линии β, град.

9. Число гребней ролика n.

10. Угол пятна контакта червяка φ , град.

11. Угол пятна контакта ролика φ ,град.

12. Наружные радиусы червяка и ролика r и r , мм.

13. Число рабочих витков передачи «винт-гайка» n.

14. Число рабочих шариков в одном витке z.

15. Диаметр шарика dш, мм.

16. Диаметр канавки dк, мм.

17. Радиус начальной окружности сектора rсек, мм.

18. Диаметр гидроцилиндра усилителя, Dгц мм.

19. Диаметр вала сошки в опасном сечении, d мм.

20. Длина сошки, С мм.

21. Расстояние от шарового пальца до опасного сечения сошки, q мм.

22. Размеры опасного сечения сошки a и b, мм.

23. Диаметр шаровой головки пальца d , мм.

24. Диаметр шарового пальца dп, мм.

25. Наружный диаметр поперечной тяги d , мм.

26. Внутренний диаметр поперечной тяги d , мм.

27. Длина поперечной тяги l, мм.

28. Наружный диаметр продольной тяги d , мм.

29. Внутренний диаметр продольной тяги d , мм.

30. Длина продольной тяги L, мм.

31. Длина поворотного рычага k, мм/

3.4.1. Расчет рулевого привода

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:

, (3.4.1)

где: и - углы поворота соответственно наружного и внутреннего колес; M - расстояние между шкворнями; L - база автомоби­ля.

Рис. 3.4.1 Схема рулевой трапеции и схема поворота автомобиля

Кинематическое и силовое передаточные числа рулевого уп­равления определяются:

(3.4.2)

где: αрки αук- углы поворота соответственно рулевого и управля­емых колес; Uωрм и Uωрп - угловые передаточные числа соответст­венно рулевого механизма и рулевого привода.

Значение укнаходится в пределах 30-35°, а рк= 540-1080°.

(3.4.3)

где: Uрми Uрп - кинематическое и силовое передаточные числа рулевого механизма и рулевого привода соответственно; Rрк - радиус рулевого колеса, для легковых автомобилей Rрк = 0,2-0,25 м; - момент сопротивления повороту управляемых колес;

где: G₁ -сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса; f - коэффициент сопротивления качению (f = 0,02); с - плечо поворота управляемых колес; с = 20-60 мм у легковых автомобилей; с = 60-100 мм у грузовых автомобилей;  - коэффициент сцепления шины с полотном дороги ( = 0,8); r - радиус (плечо) скольжения.

где: rc - статический радиус колеса.

Mрк - момент, прикладываемый к рулевому колесу:

(3.4.4)

Ррк - усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу.

(3.4.5)

 

где: рм - КПД (прямой) рулевого механизма (рм = 0,85-0,9); рп - КПД рулевого привода (рп = 0,85-0,95).

Если Ррк > 250 Н, то необходим усилитель.

Рис. 3.4.2 Зависимость между углами поворота наружного и внутреннего колес автомобиля

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.

Расчет рулевого вала.

Рулевой вал нагружается моментом:

(3.4.6.)

Напряжение кручения полого рулевого вала

(3.4.7)

Угол закручивания вала

 

(3.4.8)

 

где: dн и dв - наружный и внутренний диаметры вала; G - модуль сдвига 85 ГПа (8500 кг/мм2). Материал вала - сталь 20(ЗИЛ), 30, 35, 40, сталь 45 (МАЗ).

Расчет рулевых механизмов.

Глобоидальная пара " червяк - ролик".

Определяется контактное напряжение в зацеплении червяка и ролика.

(3.4.9)

где: Px - осевое усилие на червяке; F - площадь контакта одного гребня ролика с червяком;

n - число гребней ролика.

(3.4.10)

где: r - начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению;  - угол наклона винтовой линии.

Контактная площадь одного гребня ролика с червяком (рис.3.4.3).

 

(3.4.11)

 

Рис. 3.4.3 Схема зацепления "червяк-ролик» Материал червяка – стали 35Х, 30ХН3А. Материал ролика – стали 12Х, 18ХГТ.

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

(3.4.12)

где: n - число рабочих витков; z - число рабочих шариков на одном витке;  = 45° - угол контакта шариков с канавками.

Контактное напряжение, определяющее прочность шарика,

(3.4.13)

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 = 33500 Н.

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:

(3.4.14)

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.