Расчет гидравлического усилителя

 

Расчет гидроусилителя рулевого управления (рис.2.5) начинается с определения момента сопротивления повороту управляемых колес Mc на сухом асфальте при полностью нагруженном автомо­биле и сводится к последующему определению: размеров исполнительного цилиндра, распределителя, диаметра трубопроводов, производительности гидронасоса и мощности, затрачиваемой на его при­вод.

 

 

Рис. 6.5. Расчетная схема гидроусилителя

 

Величину усилия P_РК, прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, выбирают из условия, чтобы усилие не превышало 60 Н для легковых автомобилей и 120 Н для грузовых.

Рабочий объем силового цилиндра определяется исходя из работы Aу, совершаемой усилителем

                                     (6.26)

 

где: aср - средний угол поворота управляемых колес из одного крайнего положения в другое, рад;

Pmax - максимальное давление, развиваемое насосом усилителя,8–10 МПа.

h_сц - КПД силового цилиндра усилителя,

     Диаметр силового цилиндра Dсц находят после того, как из компоновочных соображений будет определен ход штока силового цилиндра lшт , а из условия продольной жесткости - его диаметр dшт.

                                           (6.27)

где: e - коэффициент запаса жесткости (e=1,5-2);

     Pу - усилие на штоке силового цилиндра.

 

где: hрп - КПД рулевого привода;

      lц - плечо приложения силы штока силового цилиндра к поворотному кулаку.

                                         (6.28)

 

Производительность гидронасоса усилителя с непрерывной циркуляцией потока жидкости (с открытым центром) выбирается такой, чтобы цилиндр гидроусилителя успевал поворачивать управляемые колеса автомобиля со скоростью, большей, чем это в состоянии сделать водитель. При несоблюдении этого условия водитель во время быстрых поворотов будет затрачивать усилие не только на преодоление сопротивления колес повороту, но и на перекачивание рабочей жидкости в гидравлическом цилиндре из одной полости в другую.

Номинальная производительность насоса Qн должна быть достигнута при числе оборотов двигателя, превышающих холостые не более чем на 25%, и давлении 0,5Pmax.

 

                                    (6.29)

 

где: hн - объемный КПД насоса при P=0.5Pmax;

     DQ - утечки, при 0,5Pmax (DQ<=0,05Qн);

     amax - угол поворота рулевого колеса из одного крайнего положения в другое, град;

      n - максимальная скорость поворота рулевого колеса (n=1,5 обор/с).

     Мощность, затрачиваемая на привод насоса, определяется по формуле:

 

                                                               (6.30)

где: Pж - расчетное давление жидкости, МПа.

     Диаметр золотника распределителя определяется по формуле

 

                        (6.31)

где: D1 - осевой зазор между кромками золотника и корпуса до начала перекрытия, мм; он составляет для современных конструкций величину, равную 0,2-0,5 мм;

     Dpз- потери давления в распределителе без учета потерь в при­соединительных штуцерах и соединительных каналах; имеют величину, равную 0,04-0.08 МПа;

     x - коэффициент местного сопротивления, определяемый экспериментально для каждого вида сопротивления, для золотников принимается 3-6;

     r - плотность рабочей жидкости, кг/м3 (для масла веретенного "АУ" r - 880 кг/м3).

     Диаметр трубопроводов определяется по потере давления на длине трубопроводов, которые не должны превышать у легковых автомобилей 0,1-0,3 МПа, у грузовых - 0,2-0,5 МПа.

 

                                            (6.32)

где: d, L - диаметр и длина трубопровода, м;

     Drl - потери давления по длине трубопроводов, МПа;

     l - коэффициент сопротивления трения, l»0,025.

 

 

ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ

 

Тормозное управление автомобиля - это совокупность устройств, предназначенных для создания и изменения искусственного сопротив­ления движению АТС, с целью управления скоростью движения, в том числе и удержания АТС неподвижным относительно дороги во время стоянки.

Торможения разделяются на рабочие, аварийные, стояночные, а по интенсивности - на служебные и экстренные.

Современные автомобили и автопоезда должны иметь рабочую, запасную и стояночную тормозные системы. Грузовые автомобили и автопоезда полной массой свыше 12 т, а также автобусы - свыше 5 т, предназначенные для эксплуатации в горных районах, должны иметь дополнительно вспомогательную тормозную систему.

 

Расчет тормозных механизмов

 

На современных автомобилях наибольшее распространение получили тормозные механизмы, схемы которых приведены на рис.3.1. В поверочных расчетах необходимо определить момент в тормозном механизме и коэффициент эффективности торможения. Формулы для их определения выведены из условия, что накладки расположены симметрично к горизонтальной оси, удельное давление распределено равномерно по длине колодки, и равнодействующие элементарных нормальных сил проходят через центр механизма.

Момент в тормозном механизме Mт по абсолютной величине равен тормозному моменту на колесе Mt, который, в свою очередь, определяется следующим образом:

 

                                          (7.1)

 

где: Mt_1,2- тормозной момент соответственно на передней и задней осях; Rz_1,2- нормальные реакции дороги, действующие соответственно на передней и задней осях;

j - коэффициент сцепления.

Величины нормальных реакций при торможении определяются из выражений:

                                             (7.2)

                                  

где ma - масса автомобиля; aн - замедление автомобиля;

 a,b,hg - координаты центра массы автомобиля;

L - база автомобиля.

Приравняв М_Т1,2 Mt_1,2, определяются приводные силы на тормозных механизмах Р_1,2.

В дисковом тормозном механизме (рис.7.1,а) тормозной момент Mт и коэффициент тормозной эффективности Kэ определяются зависимостями:

 ;                                                                     (7.3)

,

где: m- коэффициент трения (расчетный m=0,35);

r_ср - средний радиус приложения силы Р к накладке.

В барабанном тормозном механизме с равными приводными силами на колодках P₁=P₂ и разнесенными опорами суммарный тормозной момент и коэффициент эффективности соответственно равны (рис.7.1,б)

                                                         (7.4)

где: k₀ - коэффициент касательных сил, равный отношению радиуса барабана r_б к действительному радиусу r приложения касательных сил

                                                                                           (7.5)

где: b - угол охвата накладок.

Для барабанного механизма с односторонним расположением опор и равными приводными силами P₁=P₂ (рис.7.1,в).

 

                                                 (7.6)

В тормозном механизме с односторонним расположением опор и равным перемещением колодок Mт и Kэ определяются по следующим формулам (рис.7.1, г):

 

 

                                                                   (7.7) 

  

После выполнения расчета необходимо, задаваясь значениями m от 0,1 до 0,6, построить график статической характеристики тормоза Kэ=F(m).

 

Рис.7.1. Схемы тормозных механизмов