Jak je uvedeno výše, posilovač řízení je základní automatický řídicí systém s tvrdou zpětnou vazbou. Při nepříznivé kombinaci parametrů se může systém tohoto typu ukázat jako nestabilní, nestabilita systému se v tomto případě projevuje samokmitáním řízených kol. Takové výkyvy byly pozorovány na některých experimentálních vzorcích domácích automobilů.
Úkolem dynamického výpočtu je najít podmínky, za kterých by nemohlo dojít k vlastním oscilacím, pokud jsou známy všechny potřebné parametry pro výpočet, nebo identifikovat, které parametry by měly být změněny, aby se samokmity na experimentálním vzorku zastavily, pokud jsou dodržovány.
Podívejme se nejprve na fyzikální podstatu procesu kmitání řízených kol. Vraťme se znovu k obvodu zesilovače znázorněnému na obr. 1. Zesilovač může zapnout jak řidič při působení síly na volant, tak řízená kola od otřesů ze strany vozovky.
Jak ukazují experimenty, k takovým vibracím může docházet při přímočarém pohybu automobilu vysokou rychlostí, při zatáčení při jízdě nízkou rychlostí a také při otáčení kol na místě.
Podívejme se na první případ. Když se řízené kolo otočí kvůli nárazům ze strany vozovky nebo z jakéhokoli jiného důvodu, skříň rozdělovače se začne posouvat vzhledem k cívce, a jakmile se mezera Δ 1 odstraní, kapalina začne proudit do dutina A silového válce. Předpokládá se, že volant a rameno řízení jsou nehybné.Tlak v komoře A vzroste a zabrání dalšímu otáčení. Vzhledem k pružnosti pryžových hadic hydraulického systému a pružnosti mechanických spojů vyžaduje plnění dutiny A kapalinou (pro vytvoření pracovního tlaku) určitou dobu, během níž se řízená kola stihnou otočit pod určitým úhlem. Tlak v dutině A způsobí, že se kola otáčí v opačném směru, dokud není cívka v neutrální poloze. Potom tlak klesne. Síla setrvačnosti, stejně jako zbytkový tlak v dutině A, otočí řízená kola z neutrální polohy doprava a cyklus se bude opakovat ze strany pravé dutiny.
Tento proces je znázorněn na Obr. 33, a a b.
Úhel θ 0 odpovídá takovému natočení řízených kol, při kterém síla přenášená na převodku řízení dosáhne hodnoty nutné k pohybu šoupátka.
Na Obr. 33c ukazuje závislost p = f(θ) vynesenou z křivek na Obr. 33, a a b. Vzhledem k tomu, že zdvih tyče lze považovat za lineární funkci úhlu natočení (vzhledem k malosti úhlu θ max), lze graf (obr. 33, c) považovat za indikační diagram výkonového válce hl. zesilovač. Oblast indikátorového diagramu určuje práci vynaloženou zesilovačem na kývání řízených kol.
Je třeba poznamenat, že popsaný proces lze pozorovat pouze tehdy, když volant zůstane stát během kmitů řízených kol. Pokud je volant otočený, zesilovač se nezapne. Takže například zesilovače poháněné rozdělovači z úhlového posunutí horní části hřídele řízení vzhledem ke spodní části obvykle tuto vlastnost mají a nezpůsobují vlastní oscilace
Při natáčení řízených kol na místě nebo při pohybu vozidla nízkou rychlostí se kmitání způsobené zesilovačem od uvažovaného charakteru liší.Tlak při takovém kmitání se zvyšuje pouze v jedné dutině. Diagram indikátoru pro tento případ je na obr. 33, město
Takové výkyvy lze vysvětlit následovně. Pokud v okamžiku odpovídajícím natočení kol pod určitým úhlem θ r přidržíte volant, pak se řízená kola (při působení setrvačných sil a zbytkového tlaku v posilovacím válci) budou dále pohybovat a otáčet rychlostí úhel θ r + θ max . Tlak v hnacím válci pak klesne na 0, protože cívka bude v poloze odpovídající natočení kol o úhel θr. Poté pružná síla pneumatiky začne otáčet řízené kolo v opačném směru. Když se kolo znovu otočí o úhel θ r , zesilovač se zapne. Tlak v systému se nezačne zvyšovat okamžitě, ale po nějaké době, během které se řízené kolo bude moci otočit o úhel θ r -θ max . Levá zatáčka se v tomto bodě zastaví, protože hnací válec začne pracovat a cyklus se bude opakovat od začátku.
Obvykle je práce zesilovače, určená oblastí indikátorových diagramů, zanedbatelná ve srovnání s prací tření v čepech, kloubech řídicí tyče a pryži a vlastní oscilace nejsou možné. Když jsou oblasti indikátorových diagramů velké a jimi určená práce je srovnatelná s prací tření, jsou pravděpodobné netlumené oscilace. Takový případ je vyšetřován níže.
Abychom našli podmínky stability pro systém, ukládáme na něj omezení:
- Řízená kola mají jeden stupeň volnosti a mohou se otáčet pouze kolem čepů v mezeře v rozdělovači posilovače.
- Volant je pevně upevněn v neutrální poloze.
- Spojení mezi koly je naprosto tuhé.
- Hmotnost cívky a částí spojujících ji s ovládacími koly je zanedbatelná.
- Třecí síly v systému jsou úměrné prvním mocninám úhlových rychlostí.
- Tuhosti prvků systému jsou konstantní a nezávisí na velikosti odpovídajících posunů nebo deformací.
Zbytek předpokladů provedených v analýze je specifikován v procesu prezentace.
Níže studujeme stabilitu ovládacích prvků řízení s hydraulickými posilovači namontovanými ve dvou možných variantách: s dlouhou zpětnou vazbou a krátkou zpětnou vazbou.
Konstrukční a konstrukční schémata první varianty jsou na Obr. 34 a 35 plnými čarami, druhý přerušovanými čarami. V první variantě působí zpětná vazba na rozdělovač poté, co výkonový válec roztočil řízená kola. Ve druhé možnosti se těleso rozdělovače pohybuje a vypíná zesilovač současně s tyčí výkonového válce.
Nejprve zvažte každý prvek obvodu s dlouhou zpětnou vazbou.
Kormidelní zařízení(nezobrazeno v blokovém schématu). Otočení volantu o malý úhel a způsobí sílu T c v podélném článku
T c \u003d c 1 (αi r.m l c - x 1), (26)
kde c 1 je tuhost hřídele řízení a podélné tyče redukovaná na podélnou tyč; l c - délka dvounožky; x 1 - pohyb cívky.
Pohon rozdělovače. Pro pohon řízení rozdělovače je vstupní hodnotou síla Tc, výstupní hodnotou je posuv šoupátka x 1 . Rovnice pohonu, která bere v úvahu zpětnou vazbu na úhel natočení řízených kol θ a na tlak v systému p, má pro T c >T n následující tvar:
(27)
kde K o.s - koeficient zpětné síly na úhlu natočení řízených kol; c n - tuhost centrovacích pružin.
Distributor. Kmity způsobené zesilovačem jedoucího automobilu jsou spojeny se střídavým začleněním jedné nebo druhé z dutin hnacího válce. Rovnice distributora má v tomto případě tvar
kde Q je množství tekutiny vstupující do potrubí silového válce; x 1 -θl s K o.s \u003d Δx - posunutí cívky v pouzdře.
Funkce f(Δx) je nelineární a závisí na konstrukci šoupátka rozdělovače a výkonu čerpadla. V obecném případě pro danou charakteristiku čerpadla a konstrukci rozdělovače závisí množství kapaliny Q vstupující do výkonového válce jak na zdvihu Δx šoupátka ve skříni, tak na tlakovém rozdílu Δp na vstupu do a na výstupu rozdělovače. .
Rozdělovače zesilovačů jsou konstruovány tak, aby na jedné straně při poměrně velkých technologických tolerancích lineárních rozměrů měly minimální tlak v systému při neutrální poloze cívky a na druhé straně minimální posuv cívky do řídit zesilovač. Výsledkem je, že rozvaděč šoupátka zesilovače je blízko ventilu ventilu podle charakteristiky Q = f(Δx, Δp), tj. hodnota Q nezávisí na tlaku Δp a je pouze funkcí zdvihu cívka. Vezmeme-li v úvahu směr působení silového válce, bude vypadat jako na Obr. 36, a. Tato vlastnost je charakteristická pro reléové spoje automatických řídicích systémů. Linearizace těchto funkcí byla provedena metodou harmonické linearizace. V důsledku toho získáme pro první schéma (obr. 36, a)
kde Δx 0 je posunutí cívky v pouzdře, při kterém začíná prudký nárůst tlaku; Q 0 - množství tekutiny vstupující do tlakového potrubí s uzavřenými pracovními štěrbinami; a - maximální zdvih cívky v pouzdře, určený amplitudou kmitů řízených kol.
Potrubí. Tlak v systému je určen množstvím tekutiny vstupující do tlakového potrubí a elasticitou potrubí:
kde x 2 je zdvih pístu hnacího válce, kladný směr ve směru tlaku; c 2 - objemová tuhost hydraulického systému; c g \u003d dp / dV g (V g \u003d objem tlakového potrubí hydraulického systému).
Silový válec. Zdvih táhla hnacího válce je zase dán úhlem natočení řízených kol a deformací spojovacích částí hnacího válce s řízenými koly a s opěrným bodem.
(31)
kde l 2 - rameno působení síly hnacího válce vzhledem k osám rejdových čepů kol; c 2 - tuhost uchycení silového válce, redukovaná na zdvih táhla silového válce.
Poháněná kola. Rovnice pro otáčení řízených kol vzhledem k čepům je druhého řádu a obecně řečeno je nelineární. Vzhledem k tomu, že k kmitům řízených kol dochází s relativně malými amplitudami (do 3-4°), lze předpokládat, že stabilizační momenty způsobené elasticitou pryže a sklonem čepů jsou úměrné prvnímu stupni úhel natočení řízených kol a tření v systému závisí na prvním stupni úhlové rychlosti otáčení kola. Linearizovaná rovnice vypadá takto:
kde J je moment setrvačnosti řízených kol a částí s nimi pevně spojených vzhledem k osám čepů; Г je koeficient charakterizující ztráty třením v převodce řízení, hydraulickém systému a pneumatikách kol; N je koeficient charakterizující účinek stabilizačního momentu vyplývajícího ze sklonu čepů a pružnosti pryže pneumatiky.
Tuhost převodky řízení není v rovnici zohledněna, protože se předpokládá, že oscilace jsou malé a vyskytují se v rozsahu úhlů, ve kterých se těleso cívky pohybuje o vzdálenost menší nebo rovnou plnému zdvihu. Součin Fl 2 p určuje velikost momentu vytvořeného silovým válcem vzhledem k čepu a součin f re l e K o.s p - reakční síla ze strany zpětné vazby na hodnotu stabilizačního momentu. Vliv momentu vytvářeného středícími pružinami lze zanedbat pro jeho malost oproti stabilizační.
Kromě výše uvedených předpokladů jsou tedy na systém uložena následující omezení:
- síly v podélném tahu lineárně závisí na otáčení hřídele dvojnožky, nedochází k tření v závěsech podélného tahu a v náhonu k cívce;
- rozdělovač je článek s reléovou charakteristikou, to znamená, že do určitého zdvihu Δx 0 cívky v pouzdře kapalina z čerpadla nevstupuje do výkonového válce;
- tlak v tlakovém potrubí a silovém válci je přímo úměrný přebytečnému objemu kapaliny vstupující do potrubí, tj. objemová tuhost hydraulického systému c g je konstantní.
Uvažované schéma řízení s hydraulickým posilovačem je popsáno soustavou sedmi rovnic (26) - (32).
Stabilita systému byla studována pomocí algebraického kritéria Raus-Hurwitz.
Za tímto účelem bylo provedeno několik úprav. Je nalezena charakteristická rovnice systému a podmínka jeho stability, která je určena následující nerovností:
(33)
Z nerovnosti (33) vyplývá, že pro a≤Δx 0 nejsou možné oscilace, protože záporný člen nerovnosti je roven 0.
Amplituda pohybu cívky ve skříni pro danou konstantní amplitudu kmitů řízených kol θ max se zjistí z následujícího vztahu:
(34)
Je-li pod úhlem θ max tlak p = p max , pak posuv a závisí na poměru tuhosti středicích pružin a podélného tahu c n / c 1 , ploše reaktivních plunžrů f r.e, předtlaková síla středicích pružin T n a koeficient zpětné vazby K os. Čím větší je poměr c n / c 1 a plocha reaktivních prvků, tím je pravděpodobnější, že hodnota a bude menší než hodnota Δx 0 a vlastní oscilace jsou nemožné.
Tento způsob eliminace vlastních kmitů však není vždy možný, protože zvýšení tuhosti centrovacích pružin a velikosti reaktivních prvků, zvýšení sil na volant, ovlivňuje ovladatelnost vozu a snižuje v tuhosti podélného tahu může přispívat k výskytu kmitání typu shimmy.
Čtyři z pěti kladných členů nerovnosti (33) zahrnují parametr Г jako multiplikátor, který charakterizuje tření v řízení, gumě pneumatiky a tlumení v důsledku přetékání kapaliny v posilovači. Pro projektanta je obvykle obtížné tento parametr měnit. Jako násobiče záporný člen zahrnuje průtok kapaliny Q 0 a koeficient zpětné vazby K o.s. S poklesem jejich hodnot klesá sklon k samokmitání. Hodnota Q 0 se blíží výkonu čerpadla. Takže, aby se eliminovaly vlastní oscilace způsobené zesilovačem, když je vůz v pohybu, je nutné:
- Zvýšení tuhosti centrovacích pružin nebo zvětšení plochy reaktivních plunžrů, pokud je to možné kvůli podmínkám snadného řízení.
- Snížení výkonu čerpadla bez snížení rychlosti otáčení řízených kol pod minimální přípustnou hodnotu.
- Snížení zpětnovazebního zesílení K o.s, tj. snížení zdvihu cívkového (nebo cívkového) tělesa způsobeného otáčením řízených kol.
Pokud tyto metody nemohou eliminovat vlastní oscilace, je nutné změnit uspořádání řízení nebo zavést do systému posilovače řízení speciální tlumič vibrací (kapalinový nebo suchý třecí tlumič). Zvažte další možné rozmístění zesilovače na autě, které má menší sklon k vybuzení vlastních kmitů. Od předchozího se liší kratší zpětnou vazbou (viz přerušovaná čára na obr. 34 a 35).
Rovnice rozdělovače a pohonu k němu se liší od odpovídajících rovnic předchozího schématu.
Rovnice pohonu k rozdělovači má tvar pro T c >T n:
(35)
2 rovnice distributora
(36)
kde i e je kinematický převodový poměr mezi pohybem šoupátka rozdělovače a odpovídajícím pohybem tyče silového válce.
Podobná studie nového systému rovnic vede k následující podmínce pro absenci vlastních oscilací v systému s krátkou zpětnou vazbou
(37)
Výsledná nerovnost se od nerovnosti (33) liší zvýšenou hodnotou kladných členů. Výsledkem je, že všechny kladné členy jsou větší než záporné pro skutečné hodnoty parametrů v nich obsažených, takže systém s krátkou zpětnou vazbou je téměř vždy stabilní. Tření v systému, charakterizované parametrem Г, lze snížit na nulu, protože čtvrtý kladný člen nerovnosti tento parametr neobsahuje.
Na Obr. 37 ukazuje křivky závislosti velikosti tření potřebného k tlumení oscilací v systému (parametr G) na výkonu čerpadla, vypočtené pomocí vzorců (33) a (37).
Zóna stability pro každý ze zesilovačů je mezi osou y a odpovídající křivkou. Při výpočtech byla amplituda kmitání cívky v pouzdře brána jako minimální možná z podmínky zapnutí zesilovače: a≥Δx 0 = 0,05 cm.
Zbývající parametry obsažené v rovnicích (33) a (37) měly následující hodnoty (což přibližně odpovídá řízení nákladního vozidla s nosností 8-12 t): J \u003d 600 kg * cm * sec 2 / rad; N \u003d 40 000 kg * cm / rad; Q = 200 cm3/s; F \u003d 40 cm2; l 2 \u003d 20 cm; l 3 \u003d 20 cm; c g \u003d 2 kg / cm 5; c 1 \u003d 500 kg / cm; c 2 \u003d 500 kg / cm; c n \u003d 100 kg / cm; r.e \u003d 3 cm 2.
U zesilovače s dlouhou zpětnou vazbou leží zóna nestability v rozsahu skutečných hodnot parametru Г, u zesilovače s krátkou zpětnou vazbou - v rozsahu nevyskytujících se hodnot parametru.
Zvažte oscilace řízených kol, ke kterým dochází při otáčení na místě. Indikátorový diagram silového válce při takových oscilacích je znázorněn na Obr. 33, d. Závislost množství kapaliny vstupující do silového válce na pohybu cívky ve skříni rozdělovače má tvar znázorněný na Obr. 36b. Při takovýchto oscilacích je již mezera Δx 0 v cívce eliminována otáčením volantu a při sebemenším posunutí cívky způsobuje proudění kapaliny do silového válce a zvýšení tlaku v něm.
Linearizace funkce (viz obr. 36, c) dává rovnici
(38)
Koeficient N v rovnici (32) bude v tomto případě určen nikoli působením stabilizačního momentu, ale tuhostí pneumatik pro kroucení v kontaktu. Lze jej považovat za systém považovaný za příklad rovný N \u003d 400 000 kg * cm / rad.
Podmínku stability pro systém s dlouhou zpětnou vazbou lze získat z rovnice (33) dosazením do ní místo výrazu výrazy (2Q 0 / pa).
V důsledku toho dostáváme
(39)
Členy nerovnice (39), které obsahují parametr a v čitateli, klesají s klesající amplitudou kmitů a od některých dostatečně malých hodnot a lze je zanedbat. Pak je podmínka stability vyjádřena v jednodušší podobě:
(40)
U skutečných poměrů parametrů není nerovnost pozorována a zesilovače uspořádané podle schématu s dlouhou zpětnou vazbou téměř vždy způsobují samokmitání řízených kol při otáčení na místě s tou či onou amplitudou.
Eliminovat tyto oscilace bez změny typu zpětné vazby (a v důsledku toho i uspořádání zesilovače) je možné do určité míry pouze změnou tvaru charakteristiky Q = f(Δx), čímž se získá sklon (viz. obr. 36, d), nebo výrazné zvýšení tlumení v systému (parametr D). Technicky, pro změnu tvaru charakteristiky, jsou na pracovních hranách cívek vyrobeny speciální úkosy. Výpočet systému pro stabilitu s takovým rozdělovačem je mnohem složitější, protože již nelze přijmout předpoklad, že množství kapaliny Q vstupující do výkonového válce závisí pouze na posuvu cívky Δx, protože pracovní úsek překrytí pracovních štěrbin je nataženo a množství přiváděné kapaliny Q v této sekci závisí také na poklesu tlaku v systému před a za cívkou. Způsob zvýšení tlumení je diskutován níže.
Zvažte, co se stane při otáčení na místě, pokud je poskytnuta krátká zpětná vazba. V rovnici (37) výraz [(4π) (Q 0 / a)]√ by měl být nahrazen výrazem (2 / π)* (Q 0 / a). V důsledku toho získáme nerovnost
(41)
Vynecháním, jako v předchozím případě, členů obsahujících hodnotu a v čitateli, získáme
(42)
V nerovnosti (42) je záporný člen přibližně o řád menší než v předchozím, a proto v systému s krátkou zpětnou vazbou, s opravdu možnými kombinacemi parametrů, nedochází k vlastním oscilacím.
Aby tedy bylo dosaženo záměrně stabilního systému posilovače řízení, měla by zpětná vazba pokrývat pouze prakticky nesetrvačné články systému (obvykle posilovací válec a s ním přímo spojené spojovací části). V nejobtížnějších případech, kdy není možné uspořádat silový válec a rozdělovač v těsné blízkosti u sebe, jsou do systému zavedeny hydraulické tlumiče (tlumiče) nebo hydraulické zámky pro tlumení samokmitů - zařízení propouštějící kapalinu do tlakového válce nebo zpět pouze při působení tlaku ze strany rozdělovače.
Ovládací mechanismy vozidla- jedná se o mechanismy, které jsou určeny k zajištění pohybu vozu správným směrem a jeho zpomalení nebo zastavení v případě potřeby. Mezi ovládací mechanismy patří řídicí a brzdový systém vozidla.
Řízení auto- Tentoposkytuje soubor mechanismů, které slouží k otáčení řízených kol pohyb autav daném směru. Přenos točivé síly volantu na řízená kola zajišťuje převodka řízení. Posilovač řízení slouží k usnadnění řízení. , díky kterým je otáčení volantem snadné a pohodlné.
1 - příčný tah; 2 - spodní rameno; 3 - otočný čep; 4 - horní páka; 5 - podélný tah; 6 - dvounožka řízení; 7 - převodka řízení; 8 - hřídel řízení; 9 - volant.
Princip řízení
Každé řízené kolo je uloženo na čepu řízení spojeném s přední nápravou pomocí čepu, který je pevně připevněn k přední nápravě. Když řidič otáčí volantem, síla se přenáší pomocí tyčí a pák na čepy řízení, které se natáčejí pod určitým úhlem (nastaveným řidičem) a mění tak směr vozu.
Ovládací mechanismy, zařízení
Řízení se skládá z následujících mechanismů:
1. Převodka řízení -
pomalý převod, který převádí rotaci hřídele volantu na rotaci hřídele dvojnožky. Tento mechanismus zvyšuje sílu působící na volantřidiče a usnadnit mu práci.
2. Převodka řízení - soustava táhel a pák, která spolu s mechanismem řízení otáčí automobilem.
3. Posilovač řízení (ne u všech vozidel) - slouží ke snížení síly potřebné k otáčení volantem.
1 – Volant; 2 – pouzdro hřídelových ložisek; 3 - ložisko; 4 – hřídel kola řízení; 5 – kardanový hřídel řízení; 6 - tah lichoběžníku řízení; 7 - hrot; 8 - podložka; 9 - kloubový prst; 10 - kříž kardanového hřídele; 11 - posuvná vidlice; 12 – hrot válce; 13 - těsnící kroužek; 14 – matice hrotu; 15 - válec; 16 - píst s tyčí; 17 - těsnící kroužek; 18 - opěrný kroužek; 19 - manžeta; 20 - přítlačný kroužek; 21 - ořech; 22 - ochranná manžeta; 23 – tah lichoběžníku řízení; 24 - olejnička; 25 - hrot prutu; 26 - pojistný kroužek; 27 - zástrčka; 28 - pružina; 29 - pružinová spona; 30 - těsnící kroužek; 31 - horní vložka; 32 - kulový čep; 33 - spodní vložka; 34 - překrytí; 35 - ochranné pouzdro; 36 - páka otočného čepu řízení; 37 - těleso čepu řízení.
Řídicí zařízení:
1 - pouzdro cívky; 2 - těsnící kroužek; 3 – pohyblivý pístový kroužek; 4 - manžeta; 5 - kliková skříň mechanismu řízení; 6 - sektor; 7 - plnicí zátka; 8 - červ; 9 - boční kryt klikové skříně; 10 - kryt; 11 - vypouštěcí zátka; 12 - distanční pouzdro; 13 - jehlové ložisko; 14 – dvounožkové řízení; 15 – tahové dvounožkové řízení; 16 – hřídel mechanismu řízení; 17 - cívka; 18 - pružina; 19 - píst; 20 - kryt pouzdra cívky.
Olejová nádrž.1 - Těleso nádrže; 2 - filtr; 3 - pouzdro filtru; 4 - obtokový ventil; 5 - kryt; 6 - odvzdušňovač; 7 - zátka plnicího hrdla; 8 - kroužek; 9 - sací hadice.
Čerpadlo zesilovače. 1 - kryt čerpadla; 2 - stator; 3 - rotor; 4 - tělo; 5 - jehlové ložisko; 6 - distanční vložka; 7 - kladka; 8 - váleček; 9 - sběrač; 10 - distribuční disk.
Schematický diagram. 1 - vysokotlaké potrubí; 2 – mechanismus řízení; 3 - čerpadlo zesilovacího mechanismu; 4 - vypouštěcí hadice; 5 - olejová nádrž; 6 - sací hadice; 7 – výtlačná hadice; 8 - zesilovací mechanismus; 9 - hadice.
Řízení vozu KAMAZ
1 - tělo řídicího ventilu hydraulického posilovače; 2 - radiátor; 3 - kardanový hřídel; 4 - sloupek řízení; 5 - nízkotlaké potrubí; 6 - vysokotlaké potrubí; 7- nádrž hydraulického systému; 8- hydraulické posilovací čerpadlo; 9 - dvounožka; 10 - podélný tah; 11 - převodka řízení s hydraulickým posilovačem; 12 - skříň úhlové převodovky.
Mechanismus řízení vozu KamAZ:
1 - tryskový píst; 2- pouzdro regulačního ventilu; 3 - hnací kolo; 4 - hnané kolo; 5, 22 a 29 - pojistné kroužky; 6 - průchodka; 7 a 31 - perzistentní kolíky k", 8 - těsnící kroužek; 9 a 15 - obvazy; 10 - obtokový ventil; 11 a 28 - kryty; 12 - kliková skříň; 13 - píst-kolejnice; 14 - korek; 16 a 20 - ořechy; 17 - okap; 18 - míč; 19 - sektor; 21 - pojistná podložka; 23 - tělo; 24 - axiální ložisko; 25 - píst; 26 - cívka; 27- seřizovací šroub; 30- stavěcí podložka; 32-zubý sektor dříku dvojnožky.
Řízení vozu ZIL;
1 - hydraulické posilovací čerpadlo; 2 - nádrž čerpadla; 3 - nízkotlaká hadice; 4 - vysokotlaká hadice; 5 sloupec; 6 - kontaktní signalizační zařízení; 7 - přepínač směrových světel; 8 kardanový kloub; 9 - kardanový hřídel; 10 - mechanismus řízení; 11 - dvounožka.
Řízení vozu MAZ-5335:
1 - podélná tyč řízení; 2- hydraulický posilovač pohonu řízení; 3 - dvounožka; 4 - mechanismus řízení; 5- kardanový kloub pohonu řízení; 6 - hřídel řízení; 7- volant; 8 - příčná tyč řízení; 9- levá páka spojovací tyče; 10 - otočná páka.
převodka řízení, což je systém tyčí a pák, slouží k přenosu síly z dvojnožky na otočné čepy a k realizaci daného vztahu mezi úhly natočení řízených kol. Při návrhu ovládacích prvků řízení se provádí kinetický a silový výpočet pohonu řízení a pevnostní výpočet komponent a dílů řízení.
Hlavním úkolem kinematického výpočtu převodky řízení je určit úhly natočení řízených kol, najít převodové poměry mechanismu řízení, pohonu a řízení jako celku, vybrat parametry páky řízení a koordinovat kinematiku. řízení a odpružení. Na základě geometrie otáčení trolejbusu (obr. 50) za předpokladu, že se řízená přední kola odvalují bez prokluzu a jejich okamžitý střed otáčení leží v průsečíku os otáčení všech kol, vnějšího a vnitřního úhly natočení kola jsou závislá:
, (4)
kde je vzdálenost mezi průsečíky os čepů s nosnou plochou.
Obrázek 50. Schéma otáčení trolejbusu bez zohlednění boční elasticity pneumatik.
Ze získaného výrazu (4) vyplývá, že rozdíl kotangens úhlů natočení vnějších a vnitřních řízených kol musí být vždy konstantní a okamžitý střed otáčení trolejbusu (bod 0) musí ležet na pokračování neřízené nápravy.
Pouze při splnění těchto teoretických podmínek se bude váha kola trolejbusu na zatáčce pohybovat bez prokluzu, tzn. mít čistý rohlík. Od táhla řízení se vyžaduje, aby poskytovalo poměry mezi úhly řízení řízených kol vyplývající z geometrie řízení.
Parametry lichoběžníku řízení jsou šířka čepu (obr. 51), vzdálenost P mezi středy kulových čepů lichoběžníkových pák; délka T a úhel θ
sklonu pák otočných čepů. Výběr parametrů lichoběžníku s bočními tuhými řiditelnými koly začíná určením úhlu θ
sklon lichoběžníkových pák. Jsou uspořádány tak, že A -(0.7...0.8,)L se zadním příčným článkem. Roh θ
lze nalézt pro maximální teoretické úhly a 
podle vzorce:
nebo podle grafů uvedených na (obr. 7b). Hodnota úhlu θ \u003d 66 ... 74 ° a poměr délky pák k délce příčného tahu t/n = 0,12...0,16. Délka m vzít co nejvíce podle dispozičních podmínek. Pak
.
Obrázek 51. Schéma lichoběžníku řízení a závislosti a/L z l 0 /L 1-3: kdy m/n rovna 0,12, v tomto pořadí; 0,14; 0,16
Celkový kinematický poměr řízení určený převodovými poměry mechanismu U m a řídit U pc se rovná poměru plného úhlu natočení volantu k úhlu natočení kola od zámku k zámku
.
Pro normální provoz kormidelního zařízení je maximální hodnota úhlů a, a a, uvnitř 
. U trolejbusů by celkový počet otáček volantu při natočení řízených kol o 40° (± 20°) z neutrální polohy neměl překročit 3,5 ( =
1260 o) bez zohlednění úhlu volného natočení volantu, který odpovídá 
.
Schematické rozložení pohonu řízení se provádí pro určení velikosti a umístění v prostoru dvojnožky, tyčí a pák a také převodového poměru pohonu. Zároveň se snaží zajistit současnou symetrii krajních poloh dvojnožky vzhledem k její neutrální poloze a také rovnost kinematických převodových poměrů pohonu při natáčení kol vpravo i vlevo. . Pokud jsou úhly mezi dvojnožkou a podélnou tyčí, stejně jako mezi tyčí a otočným ramenem v její krajní poloze přibližně stejné, jsou tyto podmínky splněny.
Při výpočtu výkonu se určí úsilí: nutné natočit řízená kola na místě, vyvinuté válcem zesilovače; na volantu s pracovním a nepracovním zesilovačem; na volantu ze strany reaktivních prvků rozdělovače; na kolech při brzdění; na jednotlivých částech řízení.
Platnost F, nutné k natočení řízených kol na vodorovné ploše trolejbusu, vychází z celkového momentu M Σ na čepech řízených kol:
Kde M f– moment odporu proti odvalování řízených kol při otáčení kolem čepů; M φ– moment odporu deformace pneumatiky a tření v kontaktu s nosnou plochou v důsledku prokluzu pneumatiky; Mp, M φ– momenty vlivem příčného a podélného sklonu čepů (obr. 8).
Obrázek 52. K výpočtu momentu odporu při otáčení kola.
Moment odporu proti odvalování řízených kol při otáčení kolem čepů je určen závislostí:
,
Kde F– koeficient valivého odporu; G1– axiální zatížení přenášené řízenými koly; – poloměr otáčení kola kolem osy otáčení: =0,06...0,08 m; l- délka čepu; r0- vypočítaný poloměr kola; λ - úhel odklonu; β - úhel sklonu čepu.
Moment odporu proti deformaci pneumatiky a tření v kontaktu s nosnou plochou v důsledku prokluzu pneumatiky jsou určeny vztahem:
,
kde je rameno kluzné třecí síly vzhledem ke středu stopy pneumatiky.
Pokud předpokládáme, že tlak je rovnoměrně rozložen po ploše otisku,
,
kde je volný poloměr kola. V případě, kdy.
Ve výpočtech se jako maximální volí součinitel adheze k nosné ploše φ= 0.8.
Momenty způsobené příčným a podélným sklonem čepů se rovnají:
kde je průměrný úhel natočení kola; 
; γ
- úhel sklonu hřbetu královského čepu.
Síla na věnec volantu
,
kde je poloměr volantu; η - Účinnost řízení: η= 0.7…0.85.
Zatížení v prvcích řízení a převodky řízení jsou určena na základě následujících dvou návrhových případů:
Podle dané konstrukční síly na volant;
Podle maximálního odporu proti otáčení řízených kol na místě.
Při jízdě na nerovných vozovkách nebo při brzdění s různými koeficienty tření pod řízenými koly vnímá řada částí řízení dynamické zatížení, které omezuje pevnost a spolehlivost řízení. Dynamický dopad se zohlední zavedením koeficientu dynamiky k d = 1,5...3,0.
Odhadovaná síla na volant pro automobily P PK = 700 H . Určení síly působící na volant pomocí maximálního odporu při otáčení řízených kol na místě 166 Řízení
je nutné vypočítat moment odporu proti otáčení podle následujícího empirického vzorce
M c \u003d (2p o/3)V O ъ do / r sh ,
kde p o - koeficient adheze při otáčení kola na místě ((p o \u003d 0,9 ... 1,0), G k - zatížení řízeného kola, p w - tlak vzduchu v pneumatice.
Síla volantu k otáčení na místě
Р w = Mc /(u a R PK nPp y),
kde u a - úhlový převodový poměr.
Pokud vypočtená hodnota síly na volantu překročí podmíněnou návrhovou sílu uvedenou výše, je nutná instalace posilovače řízení na vůz. Hřídel řízení. Ve většině provedení se vyrábí dutá. Hřídel řízení je zatížena momentem
M RK = P PK R PK .
Torzní namáhání dutého hřídele
m = M PK D/. (8.4)
Dovolené napětí [t] = 100 MPa.
Kontroluje se také úhel natočení hřídele řízení, který je povolen v rozmezí 5 ... 8 ° na jeden metr délky hřídele.
Kormidelní zařízení. U mechanismu, který obsahuje globoidní červ a váleček, se určuje kontaktní napětí v pletivu
o= Px /(Fn) , (8,5)
P x - axiální síla vnímaná šnekem; F je kontaktní plocha jednoho válečkového hřebene se šnekem (součet ploch dvou segmentů, obr. 8.4) a počet válečkových hřebenů.
Axiální síla
Px = Mrk /(r wo tgP),
Materiál šneku je pozinkovaná ocel ZOH, 35X, 40X, ZOHN; materiál válečku - kalená ocel 12ХНЗА, 15ХН.
Dovolené napětí [a] = 7...8 MPa.
Pro šroubový hřebenový mechanismus ve spojení "matice šroub-kulička" se určuje podmíněné radiální zatížení P 0 na jednu kuličku
Р w \u003d 5P x / (mz COs - $ con),
kde m je počet pracovních otáček, z je počet kuliček na jednu otáčku, 8 con je kontaktní úhel kuliček s drážkami (d con = 45 o).
Je třeba vzít v úvahu, že největší zatížení v páru šroubů probíhá, když zesilovač nefunguje.
Sektorové a hřebenové zuby jsou vypočteny pro ohybové a kontaktní napětí v souladu s GOST 21354-87, přičemž kuželovitost segmentových zubů je zanedbávána. Obvodová síla na segmentové zuby
P sec \u003d M Rkbm / r ceK + P^W /4 ,
kde r ceK je poloměr počátečního kruhu sektoru, p W je maximální tlak kapaliny v posilovači, E Hz je průměr hydraulického válce posilovače.
Druhý člen se používá, pokud zesilovač zatěžuje hřeben a sektor, tj. když je mechanismus řízení kombinován s hydraulickým válcem.
Materiál sektoru - ocel 18KhGT, ZOH, 40Kh, 20KhNZA, [a a] = 300 ... 400 MPa, [o com] = 1500 MSh.
Hřídel řízení. Torzní namáhání hřídele dvojnožky v přítomnosti zesilovače
| /(0,2 d3), |
Ekvivalentní napětí se vypočítá podle třetí pevnostní teorie. Materiál dvojnožky: ocel 30, Obr. 8.5. Konstrukční schéma ramene řízení 18KhGT, [<У экв ] = 300...400 МПа.
Dvojnožka na kulový prst. Namáhání v ohybu
| (8.11) |
Materiál: 40X ocel, 20XH3A. Dovolené napětí = 300...400MPa. Napětí při zborcení (tlak, který určuje odolnost proti opotřebení kulového čepu s průměrem koule d„,)
q = 4 P oo0 /(nd0), [q] = 25...35 MPa. Řízení
Smykové napětí v oblasti průřezu kulového čepu na základně
o cf = Roo0 /Fm, [o cf] = 25...35 MPa. (8.12)
Podélný tah (obr. 8.6). Síla Pco0 způsobuje tlakově-tahové napětí a vybočení tyče.
Kompresivní stres
Ó<ж = Рсо0 /F, (8.13)
kde F je plocha průřezu tahu.
Kritické vzpěrné napětí
Prostředí \u003d P EJ / (L T F), (8.14)
kde L T je délka podélného tahu, J \u003d n (D 4 -d 4) / 64 je moment setrvačnosti průřezu.
Rozpětí stability tahu
8 \u003d ° kr / o szh \u003d f 2 EJ/(P com LT).
Materiál: ocel 20, ocel 35.
Otočná páka. Otočné rameno je zatíženo ohybovou silou Pco0 a kroutícím momentem R cosh 1 .
Namáhání v ohybu
Ou \u003d P tsh * / Wu. (8,15)
Torzní napětí
^ = Pm J/Wk. (8,16)
Materiál: ocel 30, ocel 40, 40HGNM. [o] = 300...400 MPa.
Odeslat svou dobrou práci do znalostní báze je jednoduché. Použijte níže uvedený formulář
Studenti, postgraduální studenti, mladí vědci, kteří využívají znalostní základnu ve svém studiu a práci, vám budou velmi vděční.
Vloženo na http://www.allbest.ru/
Kontrolní mechanismy
1. Řízení
Účel řízení a zatáčení automobilu
Řízení slouží ke změně směru jízdy vozidla otáčením předních řízených kol. Skládá se z mechanismu řízení a převodky řízení. U těžkých nákladních vozidel se v řízení používá posilovač řízení, který usnadňuje řízení, snižuje otřesy do volantu a zvyšuje bezpečnost provozu.
Vzor otáčení auta
Mechanismus řízení slouží ke zvýšení a přenášení síly vynaložené řidičem na volant na pohon řízení. Mechanismus řízení převádí otáčení volantu na translační pohyb hnacích tyčí, což způsobuje otáčení řízených kol. V tomto případě se síla přenášená řidičem z volantu na otáčející se kola mnohonásobně zvyšuje.
Pohon řízení spolu s mechanismem řízení přenáší ovládací sílu od řidiče přímo na kola a tím zajišťuje natočení řízených kol v daném úhlu.
Aby bylo možné provést zatáčku bez bočního klouzání kol, musí se všechna kutálet po obloucích různých délek, popsaných od středu zatáčky O, viz obr. V tomto případě se musí přední řízená kola natáčet v různých úhlech. Vnitřní kolo vzhledem ke středu otáčení by se mělo otáčet o úhel alfa-B, vnější kolo - o menší úhel alfa-H. To je zajištěno spojovacími tyčemi a pákami převodovky ve tvaru lichoběžníku. Základem lichoběžníku je nosník 1 přední nápravy vozu, po stranách jsou levá 4 a pravá 2 otočné páky a vršek lichoběžníku tvoří příčná tyč 3, která je otočně spojena s pákami. . K pákám 4 a 2 jsou pevně připevněny otočné čepy 5 kol.
Jedno z otočných ramen, nejčastěji levé rameno 4, je spojeno s mechanismem řízení prostřednictvím podélného táhla 6. Když je mechanismus řízení uveden do činnosti, podélné táhlo, pohybující se vpřed nebo vzad, způsobí, že se obě kola natáčejí různým způsobem. úhly v souladu se vzorem otáčení.
ovládání mechanismu řízení auta
Schémata řízení
Umístění a vzájemné působení částí řízení, které nemají zesilovač, je vidět na schématu (viz obrázek). Mechanismus řízení se zde skládá z volantu 3, hřídele 2 řízení a převodky 1 řízení vytvořené záběrem šnekového kola (šneku) s ozubenou zarážkou, na jejímž hřídeli je upevněna dvojnožka 9 převodky řízení. Dvojnožka a všechny ostatní části řízení: podélná tyč 8, horní rameno levého otočného čepu 7, spodní ramena 5 levého a pravého otočného čepu, příčná tyč 6 tvoří pohon řízení.
K otáčení řízených kol dochází při otáčení volantu 3, který přes hřídel 2 přenáší otáčení převodky řízení 1. V tomto případě šnek převodovky, který je v záběru se sektorem, začne sektor posouvat nahoru resp. dolů po jeho niti. Sektorová hřídel se otáčí a vychyluje dvojnožku 9, která je svým horním koncem nasazena na vyčnívající části sektorové hřídele. Výchylka dvojnožky se přenáší na podélný tah 8, který se pohybuje podél její osy. Podélná tyč 8 je spojena přes horní páku 7 s otočným čepem 4, takže její pohyb způsobuje otáčení levého otočného čepu. Z ní je otočná síla přes spodní páky 5 a příčné rameno 6 přenášena na pravý čep. Tím se obě kola otáčejí.
Řízená kola jsou řízena do omezeného úhlu rovného 28-35°. Omezení je zavedeno proto, aby se kola při zatáčení nedotýkala částí zavěšení nebo karoserie.
Konstrukce řízení velmi závisí na typu zavěšení řízených kol. Při závislém zavěšení předních kol je v zásadě zachováno schéma řízení znázorněné na (obr. a), u nezávislého zavěšení (obr. 6) se pohon řízení poněkud komplikuje.
2. Hlavní typy mechanismů řízení a pohonů
Kormidelní zařízení
Umožňuje otáčení řízených kol s malou námahou na volant. Toho lze dosáhnout zvýšením převodového poměru řízení. Převodový poměr je však omezen počtem otáček volantu. Pokud zvolíte převodový poměr s počtem otáček volantu větším než 2-3, pak se čas potřebný k otočení vozu výrazně prodlužuje, a to je vzhledem k dopravní situaci nepřijatelné. Proto je převodový poměr v mechanismech řízení omezen na 20-30 a pro snížení síly na volantu je do mechanismu řízení nebo pohonu zabudován zesilovač.
S omezením převodového poměru mechanismu řízení souvisí i vlastnost reverzibility, tedy schopnosti přenášet zpětné otáčení přes mechanismus na volant. Při velkých převodových poměrech se zvyšuje tření v soukolí mechanismu, mizí vlastnost reverzibility a je nemožný samovratný návrat řízených kol po otočení do přímé polohy.
Mechanismy řízení se v závislosti na typu kormidelního zařízení dělí na:
červ,
šroub,
· Ozubené kolo.
Mechanismus řízení se šnekovým převodem má šnek upevněný na hřídeli řízení jako hnací článek a váleček je uložen na válečkovém ložisku na stejném hřídeli s dvojnožkou. K plnému záběru při velkém úhlu natočení šneku se šnek rozřízne po oblouku kruhu - globoidu. Takový červ se nazývá globoid.
Ve šroubovém mechanismu se otáčení šroubu spojeného s hřídelí řízení přenáší na matici, která končí ozubeným hřebenem v záběru s ozubeným segmentem a sektor je namontován na stejné hřídeli s dvojnožkou. Takový mechanismus řízení je tvořen převodem řízení typu šroub-matice-sektor.
U převodových mechanismů řízení je převod řízení tvořen válcovými nebo kuželovými ozubenými koly, jejich součástí je i ozubené kolo s ozubeným hřebenem. V druhém případě je čelní ozubené kolo spojeno s hřídelí řízení a hřeben v záběru se zuby ozubeného kola působí jako příčný tah. Hřebenové převody a šnekové převody se používají hlavně v osobních automobilech, protože poskytují relativně malý převodový poměr. U nákladních automobilů se používají kormidelní převody typu šnekový sektor a šroubový-maticový sektor, vybavené buď zesilovači zabudovanými v mechanismu, nebo zesilovači umístěnými v převodce řízení.
Kormidelní zařízení
Pohon řízení je navržen tak, aby přenášel sílu z mechanismu řízení na řízená kola a zároveň zajistil jejich otáčení v nestejných úhlech. Konstrukce pohonu řízení se liší umístěním pák a táhel, které tvoří táhlo řízení vzhledem k přední nápravě. Pokud je lichoběžník řízení před přední nápravou, pak se taková konstrukce převodky řízení nazývá přední lichoběžník řízení se zadním umístěním - zadní lichoběžník. Na konstrukci a uspořádání lichoběžníku řízení má velký vliv konstrukce zavěšení předních kol.
Se závislým odpružením má převodka řízení jednodušší konstrukci, protože se skládá z minima dílů. Spojovací tyč je v tomto případě integrální a dvojnožka kmitá v rovině rovnoběžné s podélnou osou vozidla. Je možné provést pohon dvojnožkou výkyvnou v rovině rovnoběžné s přední nápravou. Pak nedojde k podélnému tahu a síla z dvojnožky se přenáší přímo na dva příčné tahy spojené s čepy kol.
Při nezávislém zavěšení předních kol je schéma pohonu řízení konstrukčně složitější. V tomto případě se objeví další části pohonu, které nejsou ve schématu závislého zavěšení kol. Mění se konstrukce příčné tyče řízení. Vyrábí se členitá, skládá se ze tří částí: hlavní příčné tyče 4 a dvou bočních tyčí - levé 3 a pravé 6. K podepření hlavní tyče 4 slouží páka kyvadla 5, která tvarem a velikostí odpovídá dvojnožce 1. Spojení bočních příčných táhel s kyvnými rameny 2 čepy a s hlavním příčným článkem je provedeno pomocí závěsů, které umožňují nezávislý pohyb kol ve svislé rovině. Uvažované schéma převodky řízení se používá hlavně u osobních automobilů.
Pohon řízení, který je součástí řízení vozu, poskytuje nejen možnost natáčet řízená kola, ale také umožňuje kolům oscilovat, když narazí na nerovnosti na vozovce. V tomto případě hnací části dostávají relativní pohyby ve vertikální a horizontální rovině a při zatáčení přenášejí síly, které otáčejí kola. Spojení dílů pro jakékoli schéma pohonu se provádí pomocí kulových nebo válcových spojů.
3. Zařízení a činnost mechanismů řízení
Kormidelní zařízeníse šnekovým převodem
Je široce používán v osobních a nákladních automobilech. Hlavními částmi mechanismu řízení jsou volant 4, hřídel řízení 5, namontovaný ve sloupku řízení 3 a spojený s globoidním šnekem 1. Šnek je instalován ve skříni převodky řízení 6 na dvou kuželíkových ložiskách 2 a v záběru s válec se třemi hřebeny 7, který se otáčí na kuličkových ložiskách na ose . Osa válečku je upevněna ve vidlicové klice dvojnožky 8, která se opírá o pouzdro a válečkové ložisko v klikové skříni 6. Záběr šneku a válečku se nastavuje šroubem 9, do jehož drážky je osazen je vložen dřík dříku dvojnožky. Upevnění dané mezery v záběru šneku s válečkem se provádí tvarovanou podložkou s čepem a maticí.
Mechanismus řízení vozu GAZ-53A
Kormidelní zařízení Carter 6 je přišroubováno k podélníku rámu. Horní konec hřídele řízení má kónické drážky, na kterých je volant usazen a zajištěn maticí.
Převodka řízení s převodem typu šroub-maticea - rail - sektor se zesilovačem
Používá se v řízení vozu ZIL-130. Posilovač řízení je konstrukčně integrován s převodkou řízení do jednoho celku a má hydraulický pohon od čerpadla 2, které je poháněno klínovým řemenem od řemenice klikového hřídele. Sloupek 4 řízení je spojen s mechanismem 1 řízení prostřednictvím krátké kardanové hřídele 3, protože osy hřídele řízení a mechanismu řízení se neshodují. To se provádí za účelem zmenšení celkových rozměrů řízení.
Mechanismus řízení auta
Následující obrázek ukazuje mechanismus řízení. Jeho hlavní částí je kliková skříň 1, která má tvar válce. Uvnitř válce je píst - kolejnice 10 s pevně uchycenou maticí 3. Matice má vnitřní závit ve tvaru půlkruhové drážky, kde jsou zapuštěny kuličky 4. Pomocí kuliček se matice zabírá se šroubem 2, který je zase spojen s hřídelí 5 řízení. V horní části klikové skříně je k ní připevněno pouzdro 6 ovládacího ventilu hydraulického posilovače. Ovládacím prvkem ve ventilu je šoupátko 7. Akčním členem hydraulického posilovače je píst - kolejnice 10, utěsněný ve válci klikové skříně pístními kroužky. Kolejnice pístu je opatřena závitem v ozubeném sektoru 9 hřídele 8 dvojnožky.
Převodka řízení s vestavěným hydraulickým posilovačem
Otáčení hřídele řízení je převedeno převodem mechanismu řízení na pohyb matice - pístu po šroubu. Zuby hřebenu zároveň otáčejí sektor a hřídel s k němu připojenou dvojnožkou, díky čemuž se otáčejí řízená kola.
Když motor běží, čerpadlo posilovače řízení dodává olej pod tlakem do posilovače řízení, v důsledku čehož posilovač řízení při zatáčení vyvíjí další sílu působící na převodku řízení. Princip činnosti zesilovače je založen na využití tlaku oleje na koncích pístu - kolejnic, čímž vzniká přídavná síla, která pohybuje pístem a usnadňuje otáčení řízených kol. [1]
Vzor otáčení auta
Jedním z nejdůležitějších systémů vozidla z hlediska bezpečnosti provozu je systém řízení, který zajišťuje jeho pohyb (otočení) v daném směru. V závislosti na konstrukčních prvcích kolových vozidel existují tři způsoby otáčení:
Natáčením řízených kol jedné, několika nebo všech náprav
Vytvořením rozdílu v rychlostech neřízených kol pravé a levé strany strojů (otočte "housenku")
Vzájemné nucené otáčení článků kloubového vozidla
Vícečlánková nebo dvoučlánková kolová vozidla (silniční soupravy), sestávající z kolového tahače, přívěsu (přívěsy) nebo návěsu (návěsy), zatáčející se pouze pomocí řízených kol tahače nebo tahače a tažená (návěs) ) odkaz.
Nejrozšířenější schémata kolových vozidel s otočnými (řízenými) koly.
S nárůstem počtu párů řízených kol se zmenšuje minimální možný poloměr otáčení stroje, tedy zlepšuje se ovladatelnost vozidla. Touha zlepšit ovladatelnost pomocí předních a zadních řízených kol však výrazně komplikuje konstrukci jejich ovládacího pohonu. Maximální úhel natočení řízených kol obvykle nepřesahuje 35 ... 40 °.
Schémata otáčení dvou, tří a čtyřnápravových kolových vozidel s řiditelnými koly
Rýže. Schémata otáčení dvou, tří a čtyřnápravových kolových vozidel s řiditelnými koly: a, b - přední; v - přední a zadní; f, g - první a druhá osa; h - všechny osy
Schémata otáčení kolového vozidla s neřízenými koly
Rýže. Schémata pro otáčení kolového vozidla s neřízenými koly:
a - s velkým poloměrem otáčení; b - s nulovým poloměrem; O - střed otáčení; V1, V2 - rychlost zaostávajících a pojezdových stran vozu
Otáčením řízených kol vozidla řidič přiměje vozidlo pohybovat se po trajektorii daného zakřivení v souladu s úhly natočení kol. Čím větší je úhel jejich natočení vůči podélné ose stroje, tím menší je poloměr otáčení vozidla.
Schéma otáčení „housenka“ se používá poměrně zřídka a hlavně na speciálních vozidlech. Příkladem je kolový traktor s pevnými koly a převodovkou, která umožňuje otáčení traktoru téměř kolem jeho geometrického středu. Stejné schéma otáčení má i domácí lunární rover, který má kolo s elektromotorem s formulí 8×8. Otáčení takových vozidel se provádí při nestejných rychlostech kol různých stran vozidla. Takové řízení řízení se nejjednodušeji dosáhne zastavením přísunu točivého momentu na stranu zaostávajícího stroje při zatáčení, jehož otáčky kol se snižují jejich brzděním. Čím větší je rozdíl v rychlostech běžícího V2, tzn. vnější vzhledem ke středu otáčení (bod O) a zaostávání za V1 (vnitřní vzhledem ke středu otáčení) stranami stroje, tím menší je poloměr jeho křivočarého pohybu. V ideálním případě, pokud jsou otáčky všech kol obou stran stejné, ale směrované v opačných směrech (V2 = -V1), dostaneme nulový poloměr otáčení, tedy auto se bude otáčet kolem svého geometrického středu.
Hlavní nevýhodou vozidel s neřiditelnými koly je zvýšená spotřeba energie při zatáčení a větší opotřebení pneumatik ve srovnání s vozidly s řiditelnými koly.
Schémata zatáčení kloubových vozidel pro technické traktory. Tyto stroje se vyznačují dobrou manévrovatelností (mají menší minimální poloměr otáčení než konvenční vozy se stejnou základnou a lepší přizpůsobivostí nerovnostem vozovky (díky přítomnosti závěsů v závěsu traktoru a táhla přívěsu) a také poskytují možnost použití velkých průměr kol, což zlepšuje průchodnost těchto vozidel.
Hostováno na Allbest.ru
Podobné dokumenty
Zajištění pohybu vozu ve směru určeném řidičem jako hlavní účel řízení vozu Kamaz-5311. Klasifikace mechanismů řízení. Řídicí zařízení, princip jeho činnosti. Údržba a oprava.
semestrální práce, přidáno 14.07.2016
Přehled schémat a návrhů ovládacích prvků řízení pro automobily. Popis provozu, úprav a technických vlastností navržené jednotky. Kinematický, hydraulický výpočet a výpočet posilovače řízení. Pevnostní výpočty prvků řízení.
semestrální práce, přidáno 25.12.2011
Hlavní příčina dopravních zácp a nejlepší možnost, jak se vyhnout městským dopravním zácpám. Vlastnosti jízdy v dopravní zácpě. Přestavba na odbočení v nepřetržitém provozu. Objížďka překážky. Průjezd regulovaných křižovatek. Výjezd na hlavní silnici.
abstrakt, přidáno 02.06.2008
Výpočet řízení vozu. Poměr posilovače řízení. Moment odporu vůči otáčení řízených kol. Výpočet návrhu mechanismů řízení. Výpočet brzdových mechanismů, zesilovačů brzdových hydraulických pohonů automobilu.
tréninkový manuál, přidáno 19.01.2015
Analýza pracovních procesů jednotek (spojka, odpružení), řízení a ovládání brzd vozu. Kinematický a pevnostní výpočet mechanismů a částí vozu Moskvič-2140. Stanovení ukazatelů hladkého chodu vozu (odpružení).
semestrální práce, přidáno 3.1.2011
Převodka řízení nákladního automobilu. Externí kontrola technického stavu částí pohonu, hodnocení činnosti omezovačů otáčení. Nastavení vůle v podélném tahu. Seznam možných závad spojených s převodkou řízení.
semestrální práce, přidáno 22.05.2013
Obecné uspořádání vozu a účel jeho hlavních částí. Pracovní cyklus motoru, parametry jeho činnosti a uspořádání mechanismů a systémů. Jednotky pro přenos síly, podvozek a odpružení, elektrická výzbroj, řízení, brzdový systém.
abstrakt, přidáno 17.11.2009
Převodovky a přídavné převodovky. Řazení dolů v rozdělovací převodovce automobilu. Účel a typy mechanismů řízení. Schéma pohonu pracovního brzdového systému vozu GAZ-3307. Účel a obecné uspořádání těžkých přívěsů.
test, přidáno 3.3.2011
Technologický postup opravy řízení vozu VAZ 2104. Zvýšená volnoběžnost volantu. Měřič celkové vůle řízení. Vyrovnávací stojan, jeho testování. Vybavení a nástroje pro opravy.
práce, přidáno 25.12.2014
Účel a obecné vlastnosti řízení automobilu KamAZ-5320 a kolového traktoru MTZ-80 s hydraulickým posilovačem. Základní nastavení řízení. Možné poruchy a údržba. Hydraulické posilovací čerpadlo.
