Як уже зазначалося вище, кермо з підсилювачем є елементарною системою автоматичного регулювання з жорстким зворотним зв'язком. При несприятливому поєднанні параметрів система такого типу може виявитися нестійкою. У цьому випадку нестійкість системи виражається в автоколиваннях керованих коліс. Такі вагання спостерігалися на деяких експериментальних зразках вітчизняних автомобілів.
Завдання динамічного розрахунку - знайти умови, за яких автоколивання не могли б виникнути, якщо всі необхідні параметри розрахунку відомі, або виявити, які параметри слід змінити, щоб припинити автоколивання на експериментальному зразку, якщо вони спостерігаються.
Попередньо розглянемо фізичну сутність процесу виникнення коливання керованих коліс. Знову звернемося до схеми підсилювача, поданої на рис. 1. Підсилювач може включатись як водієм при додатку зусилля до кермового колеса, так і керованими колесами від поштовхів з боку дороги.
Як показують досліди, такі коливання можуть виникати під час прямолінійного руху автомобіля з великою швидкістю, на поворотах під час руху з невеликою швидкістю, а також при поворотах коліс на місці.
Розглянемо перший випадок. При повороті керованого колеса від поштовхів з боку дороги або з іншої причини корпус розподільника почне зміщуватися щодо золотника, і, як тільки буде усунений зазор Δ 1 рідина почне надходити в порожнину A силового циліндра. Рульове колесо і сошка рульового управління вважаються при цьому нерухомими Тиск у порожнині A підвищуватиметься і перешкоджатиме продовженню повороту. Через еластичність гумових шлангів гідросистеми та пружності механічних зв'язків для заповнення порожнини рідиною A (для створення робочого тиску) потрібен певний час, протягом якого керовані колеса встигнуть повернутися на деякий кут. Під впливом тиску в порожнині A колеса почнуть повертатися в інший бік до того часу, поки золотник не займе нейтрального становища. Потім тиск знижується. Сила інерції, а також залишковий тиск у порожнині А повернути керовані колеса від нейтрального положення вправо, і цикл повториться з боку правої порожнини.
Цей процес зображено на рис. 33, а б.
Кут 0 відповідає такому повороту керованих коліс, при якому сила, що передається рульовому приводу, досягає величини, необхідної для переміщення золотника.
На рис. 33 наведена залежність p = f(θ), побудована за кривими рис. 33,а і б. Оскільки хід штока можна вважати лінійною функцією кута повороту (через трохи кута θ max), графік (рис. 33, в) можна розглядати як індикаторну діаграму силового циліндра підсилювача. Площа індикаторної діаграми визначає роботу, що витрачається підсилювачем на розгойдування керованих коліс.
Слід звернути увагу, що описаний процес може спостерігатися тільки якщо при коливаннях керованих коліс рульове колесо залишається нерухомим. Якщо кермо повертається, підсилювач не вмикається. Так, наприклад, підсилювачі з приводом розподільників від кутового зміщення верхньої частини рульового валу відносно нижньої зазвичай мають цю властивість і не викликають автоколивань
При повороті керованих коліс на місці або при русі автомобіля з малою швидкістю коливання, викликані підсилювачем, характером відрізняються від розглянутих Тиск під час таких коливань підвищується тільки в одній порожнині. Індикаторна діаграма при цьому випадку зображено на рис. 33, р.
Такі коливання можна пояснити так. Якщо в момент, що відповідає повороту коліс на деякий кут θr, затримати рульове колесо, то керовані колеса (під дією сил інерції та залишкового тиску в силовому циліндрі) будуть продовжувати рухатися і повернуться на кут θr+θmax. Тиск у силовому циліндрі при цьому впаде до 0, так як золотник буде в положенні, що відповідає повороту коліс на кут r. Після цього сила пружності шини почне повертати кероване колесо у зворотному напрямку. Коли колесо знову повернеться на кут θ r підсилювач увімкнеться. Тиск у системі почне підвищуватися не відразу, а через деякий час, за який кероване колесо зможе повернутись на кут θr-θmax. Поворот ліворуч у цей момент припиниться, оскільки силовий циліндр вступить у роботу, і цикл повториться спочатку.
Зазвичай робота підсилювача, яка визначається площею індикаторних діаграм, незначна в порівнянні з роботою тертя в шворнях, з'єднаннях рульових тяг і гумі, і автоколивання не можливі. Коли площі індикаторних діаграм великі, а робота, яку вони визначають, можна порівняти з роботою тертя, незатухающие коливання можливі. Такий випадок досліджується нижче.
Для знаходження умов стійкості системи накладемо на неї обмеження:
- Керовані колеса мають один ступінь свободи і можуть повертатися лише навколо шворнів у межах зазору у розподільнику підсилювача.
- Рульове колесо жорстко закріплено у нейтральному положенні.
- Зв'язок між колесами абсолютно жорсткий.
- Маса золотника і деталей, що зв'язують його з колесами, що управляють, зневажливо мала.
- Сили тертя в системі пропорційні першим ступеням кутових швидкостей.
- Жорсткості елементів системи є постійними і не залежать від величини відповідних переміщень або деформацій.
Інші прийняті під час аналізу припущення обумовлюються у процесі викладу.
Нижче досліджуються стійкість кермових управлінь з гідропідсилювачами, змонтованими за двома можливими варіантами: з довгим зворотним і коротким.
Структурна та розрахункова схеми першого варіанту зображені на рис. 34 і 35 суцільними лініями, другого – штриховими. При першому варіанті зворотний зв'язок впливає на розподільник після того, як силовий циліндр здійснив поворот керованих коліс. При другому варіанті корпус розподільника переміщається, вимикаючи підсилювач, одночасно зі штоком силового циліндра.
Спочатку розглянемо кожен елемент схеми з довгим зворотним зв'язком.
Рульовий механізм(На структурній схемі не показаний). Поворот рульового колеса на деякий невеликий кут викликає зусилля T c в поздовжній тязі
T c = c 1 (αi р.м l c - x 1), (26)
де c 1 - наведена до поздовжньої тяги жорсткість рульового валу та поздовжньої тяги; l c – довжина сошки; x 1 – переміщення золотника.
Привід розподільника.Для приводу управління розподільником вхідною величиною є зусилля T c вихідний - зміщення золотника x 1 . Рівняння приводу з урахуванням зворотного зв'язку по куту повороту керованих коліс θ і тиску в системі p має наступний вигляд при T c >T n:
(27)
де K о.с - коефіцієнт зусилля зворотного зв'язку з кута повороту керованих коліс; c n - жорсткість пружин, що центрують.
розподільник.Коливання, викликані підсилювачем автомобіля, що рухається, пов'язані з почерговим включенням то однієї, то іншої порожнин силового циліндра. Рівняння розподільника у разі має вигляд
де Q - кількість рідини, що надходить у трубопроводи силового циліндра; x 1 -θl з K о.с = Δx - усунення золотника в корпусі.
Функція f(Δx) нелінійна і залежить від конструкції золотника розподільника та продуктивності насоса. У загальному випадку при заданих характеристиці насоса і конструкції розподільника кількість рідини Q, що надходить у силовий циліндр, залежить як від ходу Δx золотника в корпусі, так і від різниці тисків Δp на вході в розподільник і виході з нього.
Розподільники підсилювачів конструюють так, щоб, з одного боку, при відносно великих технологічних допусках на лінійні розміри мати мінімальний тиск у системі при нейтральному положенні золотника, а з іншого - мінімальне зміщення золотника для приведення підсилювача в дію. В результаті золотниковий розподільник підсилювача за характеристикою Q = f(Δx, Δp) близький до клапанного, тобто величина Q не залежить від тиску Δp і є лише функцією зміщення золотника. З урахуванням напрямку дії силового циліндра вона виглядатиме, як зображено на рис. 36 а. Така характеристика властива релейним ланкам систем автоматичного регулювання. Лінеаризація цих функцій проведена за методом гармонійної лінеаризації. В результаті одержуємо для першої схеми (рис. 36, а)
де Δx 0 - усунення золотника в корпусі, при якому починається різке зростання тиску; Q 0 - кількість рідини, що надходить у напірну магістраль при перекритих робочих щілинах; a - максимальний хід золотника в корпусі, який визначається амплітудою коливань керованих коліс.
Трубопроводи.Тиск у системі визначається кількістю, що надійшла в напірну магістраль рідини та пружністю магістралі:
де x 2 - хід поршня силового циліндра, позитивний напрямок у бік дії тиску; c 2 – об'ємна жорсткість гідросистеми; c г = dp / dV г (V г = об'єм напірної магістралі гідросистеми).
Силовий циліндр.У свою чергу, хід штока силового циліндра визначається кутом повороту керованих коліс та деформацією деталей зв'язку силового циліндра з керованими колесами та з точкою опори
(31)
де l 2 - плече застосування зусилля силового циліндра щодо осей шкворнів коліс; c 2 - жорсткість кріплення силового циліндра, що наведена до ходу штока силового циліндра.
Керовані колеса.Рівняння повороту керованих коліс щодо шворнів має другий порядок і взагалі кажучи, нелінійно. Враховуючи, що коливання керованих коліс відбуваються з відносно малими амплітудами (до 3-4°), можна прийняти, що стабілізуючі моменти, спричинені пружністю гуми та нахилом шворнів, пропорційні першому ступені кута повороту керованих коліс, а тертя в системі залежить від першого ступеня кутовий швидкість повороту коліс. Рівняння в лінеаризованому вигляді має такий вигляд:
де J - момент інерції керованих коліс та деталей, жорстко з ними пов'язаних щодо осей шворнів; Г - коефіцієнт, що характеризує втрати на тертя в рульовому приводі, гідросистемі та в шинах коліс; N - коефіцієнт, що характеризує дію стабілізуючого моменту, що виникає внаслідок нахилів шворнів та пружності гуми шин.
Жорсткість рульового приводу в рівнянні не враховується, оскільки вважається, що коливання малі і відбуваються в інтервалі кутів, при яких корпус золотника переміщається на відстань меншу за повний хід або рівну йому. Твір Fl 2 p визначає величину моменту, що створюється силовим циліндром щодо шворня, а добуток f ре l е K о.с p - силу реакції з боку зворотного зв'язку на величину моменту, що стабілізує. Вплив моменту, створюваного центруючими пружинами, можна знехтувати через його дещицю порівняно зі стабілізуючим.
Таким чином, крім зазначених вище припущень, на систему накладаються такі обмеження:
- зусилля в поздовжній тязі лінійно залежать від повороту вала сошки, тертя в шарнірах поздовжньої тяги та у приводі до золотника відсутня;
- розподільник є ланкою з релейною характеристикою, тобто до певного зміщення Δx 0 золотника в корпусі, рідина з насоса не надходить у силовий циліндр;
- тиск у напірній магістралі та силовому циліндрі прямо пропорційно надмірному об'єму рідини, що надійшла в магістраль, тобто об'ємна жорсткість гідросистеми c г постійна.
Розглянута схема кермового управління з гідравлічним підсилювачем описується системою із семи рівнянь (26) - (32).
Дослідження стійкості системи проведено за допомогою критерію алгебри. Рауса-Гурвіца.
І тому зроблено кілька перетворень. Знайдено характеристичне рівняння системи та умову її стійкості, що визначається наступною нерівністю:
(33)
З нерівності (33) слід, що з a≤Δx 0 коливання неможливі, оскільки негативний член нерівності дорівнює 0.
Амплітуда переміщення золотника в корпусі при заданій амплітуді постійної коливань керованих коліс θ max знаходиться з наступного співвідношення:
(34)
Якщо при вугіллі ? Чим більше відношення c n / c 1 і площа реактивних елементів, тим більше ймовірно, що значення a виявиться меншим за величину Δx 0 , а автоколивання неможливими.
Однак цей шлях усунення автоколивань не завжди можливий, так як збільшення жорсткості пружин, що центрують, і розміру реактивних елементів, підвищуючи зусилля на рульовому колесі, впливають на керованість автомобіля, а зменшення жорсткості поздовжньої тяги може сприяти виникненню коливань типу шиммі.
У чотири з п'яти позитивних членів нерівності (33) входить як співмножник параметр Г, що характеризує тертя в рульовому управлінні, гумі шин і демпфування внаслідок перетікань рідини в підсилювачі. Зазвичай конструктору складно варіювати цим параметром. В якості співмножників негативний член входять витрата рідини Q 0 і коефіцієнт зворотного зв'язку K о.с. Зі зниженням їх значень схильність до автоколивань зменшується. Розмір Q 0 близька до продуктивності насоса. Отже, для усунення автоколивань, що викликаються підсилювачем під час руху автомобіля, потрібно:
- Підвищення жорсткості пружин, що центрують, або збільшення площі реактивних плунжерів, якщо це можливо за умовами легкості рульового управління.
- Зменшення продуктивності насоса без зниження швидкості повороту керованих коліс нижче за мінімально допустиму.
- Зменшення коефіцієнта посилення зворотного зв'язку K о.с, тобто скорочення ходу корпусу золотника (або золотника), що викликається поворотом керованих коліс.
Якщо цими способами не можна усунути автоколивання, необхідно змінити компонування рульового управління або ввести спеціальний гаситель коливань (рідинного або сухого тертя демпфер) в систему рульового управління з підсилювачем. Розглянемо інший можливий варіант компонування підсилювача на автомобілі, що має меншу схильність до порушення автоколивань. Він відрізняється від попереднього більш коротким зворотним зв'язком (див. штрихову лінію на рис. 34 та 35).
Рівняння розподільника та приводу до нього відрізняються від відповідних рівнянь попередньої схеми.
Рівняння приводу до розподільника має вигляд при T c >T n:
(35)
2 рівняння розподільника
(36)
де i е - кінематичне передатне відношення між переміщенням золотника розподільника та відповідним йому переміщенням штока силового циліндра.
Аналогічне дослідження нової системи рівнянь призводить до наступної умови відсутності автоколивань у системі з коротким зворотним зв'язком
(37)
Отримана нерівність відрізняється від нерівності (33) збільшеним значенням позитивних членів. В результаті всі позитивні складові більше негативних при реальних значеннях параметрів, що входять в них, тому система з коротким зворотним зв'язком практично завжди стійка. Тертя в системі, що характеризується параметром Р, може бути зменшено до нуля, тому що четвертий позитивний член нерівності не містить цього параметра.
На рис. 37 представлені криві залежності величини тертя, необхідного для гасіння коливань у системі (параметр Г) від продуктивності насоса, розраховані за формулами (33) та (37).
Зона стійкості для кожного з підсилювачів знаходиться між віссю ординат та відповідною кривою. При розрахунках амплітуда коливань золотника в корпусі приймалася мінімально можливою за умови включення підсилювача: a≥x 0 = 0,05 см.
Інші параметри, що входять до рівнянь (33) і (37), мали такі значення (що приблизно відповідає рульовому управлінню вантажного автомобіля вантажопідйомністю) 8-12 т): J = 600 кг * см * сек 2 / рад; N = 40 000 кг*см/рад; Q = 200 см 3 /сек; F = 40 см 2; l 2 = 20 см; l 3 = 20 см; c г = 2 кг/см 5 ; c 1 = 500 кг/см; c 2 = 500 кг/см; c n = 100 кг/см; f р.е = 3 см 2 .
У підсилювача з довгим зворотним зв'язком зона нестійкості лежить в діапазоні реальних значень параметра Г, у підсилювача з коротким зворотним зв'язком - в діапазоні значень параметра, що не зустрічаються.
Розглянемо коливання керованих коліс, що виникають при поворотах дома. Індикаторну діаграму силового циліндра під час таких коливань показано на рис. 33, г. Залежність кількості рідини, що надходить у силовий циліндр від переміщення золотника в корпусі розподільника має вигляд, показаний на рис. 36, б. Під час таких коливань зазор Δx 0 у золотнику вже усунений поворотом кермового колеса і при найменшому зміщенні золотника викликає потік рідини в силовий циліндр та зростання тиску в ньому.
Лінеарізація функції (див. рис. 36, в) дає рівняння
(38)
Коефіцієнт N у рівнянні (32) визначатиметься у разі не дією стабілізуючого моменту, а жорстокістю шин на скручування у контакті. Він може бути прийнятий для розглянутої як приклад системи рівним N = 400 000 кг/см/рад.
Умову стійкості для системи з довгим зворотним зв'язком може бути отримано з рівняння (33) шляхом підстановки в нього замість виразу вирази (2Q 0/πa).
В результаті отримаємо
(39)
Члени нерівності (39), що містять параметр a в чисельнику, зменшуються зі зменшенням амплітуди коливань і, починаючи з якихось досить малих значень a, їх можна знехтувати. Тоді умова стійкості виявляється у простішій формі:
(40)
При реальних співвідношеннях параметрів нерівність не дотримується і підсилювачі, скомпоновані за схемою з довгим зворотним зв'язком, практично завжди викликають автоколивання керованих коліс при поворотах дома з тією чи іншою амплітудою.
Усунути ці коливання без зміни виду зворотного зв'язку (і, отже, компонування підсилювача) вдається певною мірою лише зміною форми характеристики Q = f(Δx), надавши їй нахил (див. рис. 36, г), або суттєвим збільшенням демпфування у системі (параметр Г). Технічно зміни форми характеристики роблять спеціальні скоси на робочих крайках золотників . Розрахунок системи на стійкість з таким розподільником набагато складніший, тому що припущення про те, що кількість рідини Q, що надходить у силовий циліндр, залежить тільки від зміщення золотника Δx, вже не може бути прийнято, бо робоча ділянка перекриття робочих щілин розтягується і кількість надходить рідини Q на цій ділянці залежить також від перепаду тисків у системі до золотника та після нього. Метод збільшення демпфування розглянуто нижче.
Розглянемо, що відбувається при поворотах дома, якщо здійснюється короткий зворотний зв'язок. У рівнянні (37) вираз [(4π) (Q 0 / a)]√слід замінити виразом (2 / π) * (Q 0 / a).В результаті отримаємо нерівність
(41)
Виключивши, як і в попередньому випадку, члени, що містять величину, а в чисельнику, отримаємо
(42)
У нерівності (42) негативний член приблизно значно менше, ніж у попередньому, і у системі з коротким зворотним зв'язком при реально можливих поєднаннях параметрів автоколивання не виникають.
Таким чином, для отримання свідомо стійкої системи кермового управління з гідропідсилювачем зворотний зв'язок повинна охоплювати тільки практично безінерційні ланки системи (зазвичай силовий циліндр і пов'язані з ним безпосередньо з'єднувальні деталі). У найбільш складних випадках, коли не вдається скомпонувати силовий циліндр і розподільник у безпосередній близькості один від одного для гасіння автоколивань в систему вводять гідродемпфери (амортизатори) або гідрозамки - пристрої, що пропускають рідину в силовий циліндр або тільки при дії тиску з боку розподільника.
Механізми керування автомобіля- це механізми, які призначені забезпечувати рух автомобіля у потрібному напрямку, та його уповільнення чи зупинку у разі потреби. До механізмів управління відносяться рульове управління та гальмівна система автомобіля.
Рульове управління автомобіля- цесукупність механізмів, службовців, для повороту керованих коліс, забезпечуєрух автомобіляу заданому напрямку. Передавання зусилля повороту рульового колеса до керованих колес забезпечує рульовий привід . Для полегшення керування автомобілем застосовують підсилювачі керма , які роблять поворот керма легким та комфортним.
1 – поперечна тяга; 2 – нижній важіль; 3 – поворотна цапфа; 4 – верхній важіль; 5 - поздовжня тяга; 6 - сошка кермового приводу; 7 – рульова передача; 8 - кермовий вал; 9 – рульове колесо.
Принцип роботи кермового управління
Кожне кероване колесо встановлено на поворотному кулаку, з'єднаному з передньою віссю за допомогою шкворня, який кріпиться нерухомо в передній осі. При обертанні водієм рульового колеса зусилля передається за допомогою тяг та важелів на поворотні кулаки, які повертаються на певний кут (задає водій), змінюючи напрямок руху автомобіля.
Механізми керування, пристрій
Рульове управління складається з таких механізмів:
1. Рульовий механізм -
сповільнювальна передача, що перетворює обертання валу рульового колеса на обертання вала сошки. Цей механізм збільшує зусилля, що прикладається до рульового колеса.водія та полегшує його роботу.
2. Рульовий привід -система тяг та важелів, що здійснює в сукупності з кермовим механізмом поворот автомобіля.
3. Підсилювач рульового приводу (не на всіх автомобілях)застосовується зменшення зусиль, необхідні повороту рульового колеса.
1 – Рульове колесо; 2 – корпус підшипників валу; 3 – підшипник; 4 – вал колеса кермового керування; 5 – карданний вал кермового управління; 6 – тяга кермової трапеції; 7 – наконечник; 8 – шайба; 9 – палець шарнірний; 10 – хрестовина карданного валу; 11 - вилка ковзна; 12 - наконечник циліндра; 13 - кільце ущільнювальне; 14 - гайка наконечника; 15 – циліндр; 16 -поршень зі штоком; 17 - кільце ущільнювальне; 18 – кільце опорне; 19 – манжета; 20 - натискне кільце; 21 – гайка; 22 - муфта захисна; 23 - тяга кермової трапеції; 24 - маслянка; 25 - наконечник штока; 26 - кільце стопорне; 27 - заглушка; 28 – пружина; 29 - обойма пружини; 30 - кільце ущільнювальне; 31 - вкладиш верхній; 32 – палець кульовий; 33 - вкладиш нижній; 34 – накладка; 35 - муфта захисна; 36 – важіль поворотного кулака; 37 – корпус поворотного кулака.
Пристрій рульового приводу:
1 – корпус золотника; 2 – кільце ущільнювальне; 3 – кільце плунжерів рухоме; 4 – манжета; 5 – картер кермового механізму; 6 – сектор; 7 – пробка заливного отвору; 8 – черв'як; 9 – бічна кришка картера; 10 – кришка; 11 - пробка зливного отвору; 12 - розпірна втулка; 13 – голчастий підшипник; 14 - сошка кермового управління; 15 - тяга сошки кермового управління; 16 - вал кермового механізму; 17 – золотник; 18 – пружина; 19 – плунжер; 20 – кришка корпусу золотника.
Бак олійний.1 – Корпус бачка; 2 – фільтр; 3 – корпус фільтра; 4 – клапан перепускний; 5 – кришка; 6 – сапун; 7 – пробка заливної горловини; 8 - кільце; 9 – шланг, що всмоктує.
Насос підсилювального механізму. 1 – кришка насоса; 2 – статор; 3 – ротор; 4 – корпус; 5 – голчастий підшипник; 6 – проставка; 7 – шків; 8 – валик; 9 – колектор; 10 – диск розподільний.
Принципова схема. 1 – трубопроводи високого тиску; 2 – механізм кермовий; 3 – насос підсилювального механізму; 4 – шланг зливний; 5 – бак масляний; 6 - шланг всмоктувальний; 7 – шланг нагнітальний; 8 – механізм підсилювальний; 9 – шланги.
Рульове керування автомобіля КамАЗ
1 - корпус клапана керування гідропідсилювачем; 2 – радіатор; 3 – карданний вал; 4 – рульова колонка; 5 - трубопровід низького тиску; 6 - трубопровід високого тиску; 7- бачок гідросистеми; 8 - насос гідропідсилювача; 9 - сошка; 10 - поздовжня тяга; 11 - кермовий механізм з гідропідсилювачем; 12 – корпус кутового редуктора.
Механізм кермового керування автомобіля КамАЗ:
1 – реактивний плунжер; 2 корпус корпусу управління; 3 - провідне зубчасте колесо; 4 - ведене зубчасте колесо; 5, 22 і 29-стопорні кільця; 6 – втулка; 7 і 31 - упорні кілки», 8 - кільце ущільнювача; 9 та 15 - бинти; 10 – перепускний клапан; 11 та 28 - кришки; 12 – картер; 13 - поршень-рейка; 14 – пробка; 16 та 20- гайки; 17 – жолоб; 18 - кулька; 19 – сектор; 21 - стопорна шайба; 23 - корпус; 24 - завзятий підшипник; 25 - плунжер; 26 – золотник; 27 - регулювальний гвинт; 30 - регулювальна шайба; 32 зубчастий сектор валу сошки.
Рульове керування автомобіля ЗІЛ;
1 - насос гідропідсилювача; 2 – бачок насоса; 3 – шланг низького тиску; 4 – шланг високого тиску; 5 колонка; 6 - контактний пристрій сигналу; 7 - перемикач покажчиків повороту; 8 карданний шарнір; 9 – карданний вал; 10 - кермовий механізм; 11 – сошка.
Рульове керування автомобіля МАЗ-5335:
1 - поздовжня рульова тяга; 2- гідропідсилювач рульового приводу; 3 – сошка; 4 - кермовий механізм; 5 карданний шарнір приводу рульового управління; 6 - кермовий вал; 7- рульове колесо; 8 - поперечна кермова тяга; 9 - лівий важіль поперечної кермової тяги; 10 – поворотний важіль.
Рульовий привід,являє собою систему тяг і важелів, служить передачі зусилля від сошки на поворотні цапфи і здійснення заданої залежності між кутами повороту керованих коліс. При проектуванні рульових управлінь виконують кінетичний та силовий розрахунок рульового приводу та розрахунок міцності вузлів і деталей рульового управління.
Основним завданням кінематичного розрахунку рульового приводу є визначення кутів повороту керованих коліс, знаходження передавальних чисел рульового механізму, приводу та управління в цілому, вибір параметрів рульової трапеції та узгодження кінематики рульового управління та підвіски. Виходячи з геометрії повороту тролейбуса (рис. 50) за умови, що керовані передні колеса котяться без ковзання і їх миттєвий центр повороту лежить на перетині осей обертання всіх коліс зовнішній і внутрішній кути поворотуколіс пов'язані залежністю:
, (4)
де - Відстань між точками перетину осей шворнів з опорною поверхнею.
Малюнок 50. Схема повороту тролейбуса без урахування бічної еластичності шин.
З отриманого виразу (4) випливає, що різниця котангенсів кутів повороту зовнішнього та внутрішнього керованих коліс повинна бути завжди постійною величиною, а миттєвий центр повороту тролейбуса (точка 0) повинен лежати на продовженні некерованої осі.
Тільки за дотримання цих теоретичних умов вага колеса тролейбуса на повороті рухатимуться без ковзання, тобто. мати чисте кочення. Від кермової трапеції потрібно, щоб вона забезпечувала відповідні геометрії повороту співвідношення між кутами повороту керованих коліс.
Параметрами кермової трапеції є шкворнева ширина (мал. 51), відстань пміж центрами шарових шарнірів важелів трапеції; довжина тта кут θ
нахилу важелів поворотних цапф. Підбір параметрів трапеції при жорстких у бічному напрямку керованих колесах починається з визначення кута θ
нахилу важелів трапеції. Вони розташовуються таким чином, щоб а -(0.7...0.8,)Lпри задньому розташуванні поперечної тяги. Кут θ
може бути знайдений для максимальних теоретичних кутів і 
за формулою:
або за графіками, наведеними на (рис.7б). Значення кута θ = 66...74°, а відношення довжини важелів до довжини поперечної тяги т/п = 0.12....0.16. Довжину mприймають якнайбільше за умовами компонування. Тоді
.
Малюнок 51. Схема кермової трапеції та залежність а/Lвід l 0 /L 1-3: при m/nрівному відповідно 0,12; 0.14; 0,16
Загальне кінематичне передавальне число кермового управління, що визначається передавальними числами механізму U мта приводу U пкдорівнює відношенню повного кута повороту кермового колеса до кута повороту колеса від упору до упору
.
Для нормальної роботи рульового приводу максимальне значення кутів а, і а знаходиться в межах 
. Для тролейбусів сумарна кількість обертів рульового колеса при повороті керованих коліс на 40 про (± 20°) від нейтрального положення не повинна перевищувати 3,5 ( =
1260 о) без урахування кута вільного повороту рульового колеса, що відповідає 
.
Схематичне компонування рульового приводу виконують визначення розмірів і розташування просторі сошки, тяг і важелів, і навіть передавального числа приводу. При цьому прагнуть забезпечити одночасну симетричність крайніх положень сошки щодо її нейтрального положення, а також рівність кінематичних чисел передавача при повороті коліс як вправо, так і вліво. Якщо кути між сошкою та поздовжньою тягою, а також між тягою та поворотним важелем у його крайньому положенні приблизно однакові, то ці умови виконуються.
У силовому розрахунку визначаються зусилля: необхідні повороту керованих коліс дома, що розвиваються циліндром підсилювача; на рульовому колесі при працюючому та непрацюючому підсилювачі; на кермовому колесі з боку реактивних елементів розподільника; на колесах при гальмуванні; на окремих деталях кермового управління.
Сила F, необхідна для повороту керованих коліс на горизонтальній поверхні тролейбуса, знаходиться виходячи із сумарного моменту М Σна цапфах керованих коліс:
де М f-Момент опору перекочування керованих коліс при повороті навколо шворнів; М φ-Момент опору деформації шин і тертя в контакті з опорною поверхнею внаслідок прослизання шини; М β, М φ-Моменти зумовлені поперечним і поздовжнім нахилом шворнів (рис. 8).
Малюнок 52. До розрахунку моменту опору повороту колеса.
Момент опору перекочування керованих коліс при повороті навколо шворнів визначається залежністю:
,
де f- Коефіцієнт опору перекочування; G 1– осьове навантаження, що передається керованими колесами; - Радіус обкатки колеса навколо осі шворня: = 0.06 ... 0.08 м; l-Довжина цапфи; r 0-Розрахунковий радіус колеса; λ - Кут розвалу коліс; β - Кут нахилу шворня.
Момент опору деформації шин та тертя в контакті з опорною поверхнею внаслідок прослизання шини визначаються залежністю:
,
де – плече сили тертя ковзання щодо центру відбитка шини.
Якщо прийняти, що тиск площі відбитка розподіляється рівномірно,
,
де – вільний радіус колеса. У разі, коли .
При розрахунках коефіцієнт зчеплення з опорною поверхнею вибирають максимальним φ= 0.8.
Моменти, зумовлені поперечним та поздовжнім нахилом шворнів, рівні:
де – середній кут повороту колеса; 
; γ
- Кут нахилу шворня назад.
Зусилля на обід рульового колеса
,
де – радіус кермового колеса; η - ККД кермового управління: η= 0.7…0.85.
Навантаження в елементах кермового керування та кермового приводу визначаються на підставі наступних двох розрахункових випадків:
За заданим розрахунковим зусиллям на рульовому колесі;
За максимальним опором повороту керованих коліс на місці.
Під час руху автомобіля по дорогах з нерівною поверхнею або при гальмуванні з різними коефіцієнтами зчеплення під керованими колесами ряд деталей кермового керування сприймає динамічні навантаження, які лімітують міцність та надійність кермового керування. Динамічне вплив враховується запровадженням коефіцієнта динамічності до д = 1,5...3,0.
Розрахункове зусилля на рульовому колесі для легкових автомобілів P PK = 700 H. Для визначення зусилля на рульовому колесі максимального опору повороту керованих коліс на місці 166 Рульове управління
необхідно розрахувати момент опору повороту за наступною емпіричною формулою
M c = (2р о/3) V О 'к/р ш ,
де р о - коефіцієнт зчеплення при повороті колеса на місці ((ро = 0,9 ... 1,0), G k - навантаження на кероване колесо, р ш - тиск повітря в шині.
Зусилля на рульовому колесі для повороту на місці
Р ш = Mc / (u a R PK nPp y),
де ua - кутове передавальне число.
Якщо обчислене значення зусилля на рульовому колесі перевищує зазначене вище умовне розрахункове зусилля, то на автомобілі потрібне встановлення рульового підсилювача. Рульовий вал. У більшості конструкцій його виконують порожнистим. Рульовий вал навантажується моментом
М РК = P PK R PK .
Напруга крутіння порожнього валу
т = M PK D/. (8.4)
Допустима напруга [т] = 100 МПа.
Перевіряється також кут закрутки кермового валу, який допускається в межах 5...8° на один метр довжини валу.
Рульовий механізм. Для механізму, що включає глобоїдний черв'як та ролик, визначається контактна напруга в зачепленні
про = Px / (Fn), (8.5)
P x - осьове зусилля, що сприймається черв'яком; F - площа контакту одного гребеня ролика з черв'яком (сума площ двох сегментів, рис. 8.4), і число гребенів ролика.
Осьова сила
Px = Мрк / (r wo tgP),
Матеріал черв'яка-ціанована сталь ЗОХ, 35Х, 40Х, ЗОХН; матеріал ролика - цементована сталь 12ХНЗА, 15ХН.
Допустима напруга [а] = 7...8МПа.
Для вінторієчного механізму у ланці "гвинт-кулькова гайка" визначають умовне радіальне навантаження P 0 на одну кульку
Р ш = 5P x / (mz COs - $ кін),
де m – число робочих витків, z – число кульок на одному витку, 8 кон – кут контакту кульок з канавками (д кон = 45 o).
Слід враховувати, що найбільші навантаження у гвинтовій парі мають місце при підсилювачі, що не працює.
Зуби сектора та рейки розраховують на вигин та контактну напругу за ГОСТ 21354-87, при цьому конусністю зубів сектора нехтують. Окружне зусилля на зубах сектора
Р сек = М РкЬмЪм / r ceK + Р^Щ /4 ,
де r ceK – радіус початкового кола сектора, р ж – максимальний тиск рідини в підсилювачі, Е гц – діаметр гідроциліндра підсилювача.
Другий доданок застосовується в тому випадку, якщо підсилювач навантажує рейку та сектор, тобто коли кермовий механізм об'єднаний з гідроциліндром.
Матеріал сектора - сталь 18ХГТ, ЗОХ, 40Х, 20ХНЗА, [а і] = 300 ... 400 МПа, [про сж] = 1500 МШ.
Вал рульової сошки. Напруга кручення вала сошки за наявності підсилювача
| /(0,2d 3), |
Еквівалентна напруга розраховується за третьою теорією міцності. Матеріал сошки: сталь 30, Мал. 8.5. Розрахункова схема кермової сошки 18ХГТ, [<У экв ] = 300...400 МПа.
Кульовий палець сошки.Напруга вигину
| (8.11) |
Матеріал: сталь 40X, 20XH3A. Допустима напруга = 300...400МПа. Напруга зминання (тиск, який визначає зносостійкість кульового пальця з діаметром кулі d„,)
q = 4 P oo0 / (nd0), [q] = 25 ... 35 МПа. Рульове управління
Напруга зрізу при площі перерізу кульового пальця біля основи
про ср = Роо0 / F m, [про ср] = 25 ... 35 МПа. (8.12)
Поздовжня тяга (рис.8.6). Сила Р со0 викликає напругу стиснення-розтягування та поздовжнього вигину тяги.
Напруга стиснення
про<ж = Рсо0 /F, (8.13)
де F – площа поперечного перерізу тяги.
Критична напруга при поздовжньому вигині
Окр = П EJ / (L T F), (8.14)
де L T - довжина поздовжньої тяги, J = n(D 4 -d 4)/64 - момент інерції поперечного перерізу.
Запас стійкості тяги
8 = ° кр / про сж = ж 2 EJ/(P com LT).
Матеріал: сталь 20, сталь 35
Поворотний важіль. Поворотний важіль навантажується згинальною силою Р со0 і скручуючим моментом Р сош 1 .
Напруга вигину
Оі = Р тш * / Wu. (8.15)
Напруга кручення
^ = P m J/Wk. (8.16)
Матеріал: сталь 30, сталь 40, 40ХГНМ. [про те] = 300 ... 400 МПа.
Надіслати свою гарну роботу до бази знань просто. Використовуйте форму нижче
Студенти, аспіранти, молоді вчені, які використовують базу знань у своєму навчанні та роботі, будуть вам дуже вдячні.
Розміщено на http://www.allbest.ru/
Механізми управління
1. Рульове управління
Призначення рульового керування та схема повороту автомобіля
Рульове керування служить для зміни напрямку руху автомобіля поворотом передніх керованих коліс. Воно складається з кермового механізму та кермового приводу. На вантажних автомобілях великої вантажопідйомності в кермовому керуванні застосовують підсилювач, який полегшує керування автомобілем, зменшує поштовхи на кермо і підвищує безпеку руху.
Схема повороту автомобіля
Рульовий механізм служить для збільшення та передачі на кермовий привід зусилля, що додається водієм до кермового колеса. Рульовий механізм перетворює обертання кермового колеса в поступальне переміщення тяг приводу, що викликає поворот керованих коліс. При цьому зусилля, що передається водієм, від рульового колеса до колес, що повертаються, зростає в багато разів.
Рульовий привід спільно з кермовим механізмом передає керуюче зусилля від водія безпосередньо до колес і забезпечує цим поворот керованих коліс на кут, що задається.
Щоб здійснити поворот без бокового ковзання коліс, всі вони повинні котитися по дугах різної довжини, описаних з центру повороту див. рис. При цьому передні колеса повинні повертатися на різні кути. Внутрішнє по відношенню до центру повороту колесо повертається на кут альфа-В, зовнішнє - на менший кут альфа-Н. Це забезпечується з'єднанням тяг та важелів рульового приводу у формі трапеції. Підставою трапеції служить балка 1 переднього моста автомобіля, бічними сторонами є лівий 4 і правий поворотні 2 важелі, а вершину трапеції утворює поперечна тяга 3, яка з'єднується з важелями шарнірно. До важелів 4 і 2 жорстко приєднані поворотні цапфи коліс 5.
Один з поворотних важелів, найчастіше лівий важіль 4, має зв'язок з кермовим механізмом через поздовжню тягу 6. Таким чином, при приведенні в дію кермового механізму поздовжня тяга, переміщуючись вперед або назад, викликає поворот обох коліс на різні кути відповідно до схеми повороту .
механізм керування кермовий автомобіль
Схеми кермового управління
Розташування та взаємодія деталей рульового управління, що не має підсилювача, можна розглянути на схемі (див. рисунок). Тут кермовий механізм складається з кермового колеса 3, кермового валу 2 і кермової передачі 1, утвореної зачепленням черв'ячної шестерні (черв'яка) із зубчастим стопором, на вал якого кріпиться сошка 9 рульового приводу. Сошка та всі інші деталі рульового управління: поздовжня тяга 8, верхній важіль лівої поворотної цапфи 7, нижні важелі 5 лівої та правої поворотних цапф, поперечна тяга 6 складають кермовий привід.
Поворот керованих коліс відбувається при обертанні рульового колеса 3, яке через вал 2 передає обертання рульової передачі 1. При цьому черв'як передачі, що знаходиться в зачепленні з сектором, починає переміщувати сектор вгору або вниз за своєю нарізкою. Вал сектора приходить у обертання і відхиляє сошку 9, яка своїм верхнім кінцем насаджена на частину валу сектора, що виступає. Відхилення сошки передається поздовжній тязі 8, яка переміщається вздовж осі. Поздовжня тяга 8 пов'язана через верхній важіль 7 з поворотною цапфою 4 тому її переміщення викликає поворот лівої поворотної цапфи. Від неї зусилля повороту через нижні важелі 5 та поперечну тягу 6 передається правій цапфі. Таким чином відбувається поворот обох коліс.
Керовані колеса повертаються кермовим керуванням на обмежений кут, що дорівнює 28-35 °. Обмеження вводиться для того, щоб виключити при повороті зачіскання колесами деталей підвіски або кузова автомобіля.
Конструкція кермового управління дуже залежить від типу підвіски керованих коліс. При залежній підвісці передніх коліс у принципі зберігається схема кермового управління, наведена на (рис. а), при незалежній підвісці (рис. 6) кермовий привід дещо ускладнюється.
2. Основні типи рульових механізмів та приводів
Рульовий механізм
Він забезпечує поворот керованих коліс із невеликим зусиллям на рульовому колесі. Це може бути досягнуто за рахунок збільшення передавального числа кермового механізму. Однак передавальне число обмежене кількістю обертів кермового колеса. Якщо вибрати передавальне число з кількістю оборотів рульового колеса більше 2-3, то істотно збільшується час, необхідний поворот автомобіля, а це неприпустимо за умовами руху. Тому передавальне число в кермових механізмах обмежують в межах 20-30, а для зменшення зусилля на кермовому колесі в кермовий механізм або привід вбудовують підсилювач.
Обмеження передавального числа рульового механізму також пов'язане з властивістю оборотності, тобто здатністю передавати зворотне обертання через механізм рульове колесо. При великих передавальних числах збільшується тертя в зачепленнях механізму, властивість оборотності пропадає і повернення керованих коліс після повороту в прямолінійне положення виявляється неможливим.
Рульові механізми в залежності від типу кермової передачі поділяють на:
· Черв'якові,
· Гвинтові,
· Шестерні.
Рульовий механізм з передачею типу черв'як - ролик має як провідну ланку черв'як, закріплений на рульовому валу, а ролик встановлений на роликовому підшипнику на одному валу з сошкою. Щоб зробити повне зачеплення при великому куті повороту хробака, нарізку хробака виконують по дузі кола - глобоїді. Такий черв'як називають глобоїдним.
У гвинтовому механізмі обертання гвинта, пов'язаного з кермовим валом, передається гайці, яка закінчується рейкою, зачепленою із зубчастим сектором, а сектор встановлений на одному валу із сошкою. Такий кермовий механізм утворений кермовий передачею типу гвинт-гайка-сектор.
У шестерних рульових механізмах рульова передача утворюється циліндричними або конічними шестернями, до них відносять передачу типу шестерня-рейка. В останніх циліндрична шестерня пов'язана з кермовим валом, а рейка, зачеплена із зубами шестерні, виконує роль поперечної тяги. Рейкові передачі та передачі типу черв'як-ролик переважно застосовують на легкових автомобілях, оскільки забезпечують порівняно невелике передавальне число. Для вантажних автомобілів використовують кермові передачі типу черв'як-сектор і гвинт-гайка-сектор, забезпечені або вбудованим у механізм підсилювачами, або підсилювачами, винесеними в кермовий привід.
Рульовий привід
Рульовий привід призначений передачі зусилля від рульового механізму на керовані колеса, забезпечуючи у своїй їх поворот на різні кути. Конструкції рульового приводу відрізняються розташуванням важелів і тяг, що становлять рульову трапецію, по відношенню до передньої осі. Якщо рульова трапеція знаходиться попереду передньої осі, то така конструкція рульового приводу називається передньою рульовою трапецією, при задньому розташуванні - задньою трапецією. Великий вплив на конструктивне виконання та схему кермової трапеції має конструкція підвіски передніх коліс.
При залежній підвісці кермовий привід має простішу конструкцію, оскільки складається з мінімуму деталей. Поперечна рульова тяга в цьому випадку зроблена цільною, а сошка хитається в площині паралельної поздовжньої осі автомобіля. Можна зробити привід і з сошкою, що гойдається в площині, паралельній передньому мосту. Тоді поздовжня тяга буде відсутня, а зусилля від сошки передається прямо на дві поперечні тяги, пов'язані з цапфами коліс.
При незалежній підвісці передніх коліс схема рульового приводу конструктивно складніша. У цьому випадку з'являються додаткові деталі приводу, яких немає у схемі із залежною підвіскою коліс. Змінюється конструкція поперечної кермової тяги. Вона зроблена розчленованою, що складається з трьох частин: основний поперечної тяги 4 і двох бічних тяг - лівої 3 і правої 6. Для опори основної тяги 4 служить маятниковий важіль 5, який за формою та розмірами відповідає сошці 1. З'єднання бічних поперечних тяг з поворотними важелями 2 цапф та з основною поперечною тягою виконано за допомогою шарнірів, які допускають незалежні переміщення коліс у вертикальній площині. Розглянута схема кермового приводу застосовується головним чином легкових автомобілях.
Рульовий привід, будучи частиною кермового керування автомобіля, забезпечує не тільки можливість повороту керованих коліс, але й допускає коливання коліс при наїзді ними на нерівності дороги. При цьому деталі приводу одержують відносні переміщення у вертикальній та горизонтальній площинах і на повороті передають зусилля, що повертають колеса. З'єднання деталей за будь-якої схеми приводу виробляють за допомогою шарнірів кульових або циліндричних.
3. Пристрій та робота кермових механізмів
Рульовий механізмз передачею типу черв'як - ролик
Він широко поширений на легкових та вантажних автомобілях. Основними деталями рульового механізму є рульове колесо 4, рульовий вал 5, встановлений в рульовій колонці 3 і з'єднаний з глобоїдним черв'яком 1. Черв'як встановлений в картері 6 рульової передачі на двох конічних підшипниках 2 і зачеплений з тригребневим роликом 7, який обертається . Вісь ролика закріплена у вильчатом кривошипі вала 8 сошки, що спирається на втулку і роликовий підшипник в картері 6. Зачеплення черв'яка та ролика регулюють болтом 9, в паз якого вставлений ступінчастий хвостовик вала сошки. Фіксація заданого зазору в зачепленні черв'яка з роликом проводиться фігурною шайбою зі штифтом та гайкою.
Рульовий механізм автомобіля ГАЗ-53А
Картер 6 рульової передачі закріплений болтами до лонжерону рами. Верхній кінець рульового валу має конічні шліци, на які посаджено та закріплено гайкою рульове колесо.
Рульовий механізм із передачею типу гвинт - гайка - рейка - сектор із підсилювачем
Його застосовують у рульовому управлінні автомобіля ЗІЛ-130. Підсилювач рульового управління об'єднаний конструктивно з рульовою передачею в один агрегат і має гідропривід від насоса 2, який приводиться в дію ременем клиновим від шківа колінчастого вала. Рульова колонка 4 з'єднана з кермовим механізмом через 1 короткий карданний вал 3, так як осі рульового валу і рульового механізму не збігаються. Це зроблено зменшення габаритних розмірів рульового управління.
Рульовий механізм автомобіля
На наступному малюнку показано пристрій кермового механізму. Основною частиною є картер 1, що має форму циліндра. Усередині циліндра розміщені поршень - рейка 10 з жорстко закріпленою в ньому гайкою 3. Гайка має внутрішню нарізку у вигляді напівкруглої канавки, куди закладені кульки 4. За допомогою кульок гайка зачеплена з гвинтом 2, який, у свою чергу, з'єднаний з кермовим валом 5. верхній частині картера до нього кріпиться корпус 6 клапана управління гідропідсилювачем. Керуючим елементом у клапані є золотник 7. Виконавчим механізмом гідропідсилювача служить поршень - рейка 10, ущільнений в циліндрі картера за допомогою поршневих кілець. Рейка поршня з'єднана нарізкою із зубчастим сектором 9 вала 8 сошки.
Влаштування кермового механізму з вбудованим гідропідсилювачем
Обертання рульового валу перетворюється передачею рульового механізму в переміщення гайки - поршня гвинтом. При цьому зубці рейки повертають сектор і вал із закріпленою на ньому сошкою, завдяки чому відбувається поворот керованих коліс.
При двигуні насос гідропідсилювача подає масло під тиском в гідропідсилювач, внаслідок чого при здійсненні повороту підсилювач розвиває додаткове зусилля, що прикладається до рульового приводу. Принцип дії підсилювача заснований на використанні тиску олії на торці поршня - рейки, що створює додаткову силу, що пересуває поршень і полегшує поворот керованих коліс. [1]
Схема повороту автомобіля
Одна з найважливіших систем транспортного засобу з точки зору безпеки руху - система кермового управління, що забезпечує його рух (поворот) у заданому напрямку. Залежно від конструктивних особливостей колісних ТС розрізняють три способи повороту:
За допомогою повороту керованих коліс однієї, декількох або всіх осей
Створенням різниці швидкостей некерованих коліс правого та лівого бортів машин (поворот «погусеничного»)
Взаємним примусовим поворотом ланок щарнірно-зчленованого ТЗ
Багато- або дволанкові колісні ТЗ (автопоїзди), що складаються з колісного тягача, причепа (причепів) або напівпричепа (напівпричепів), здійснюють поворот за допомогою керованих коліс тільки тягача або тягача та причіпної (напівпричіпної) ланки.
Найбільшого поширення набули схеми колісних машин з поворотними (керованими) колесами.
При збільшенні числа пар керованих коліс зменшується мінімально можливий радіус повороту машини, тобто покращуються маневрені якості ТС. Однак прагнення покращити маневреність за рахунок застосування передніх та задніх керованих коліс суттєво ускладнює конструкцію приводу керування ними. Максимальний кут повороту керованих коліс зазвичай не перевищує 35...40 °.
Схеми повороту двох-, трьох- та чотиривісних колісних машин з керованими колесами
Мал. Схеми повороту двох-, трьох-і чотиривісних колісних машин з керованими колесами: а б - передніми; в - передніми та задніми; е, ж - першої та другої осей; з - всіх осей
Схеми повороту колісної машини з некерованими колесами
Мал. Схеми повороту колісної машини з некерованими колесами:
а - з великим радіусом повороту; б - з нульовим радіусом; Про - центр повороту; V1, V2 - швидкості руху відстаючого і забігаючого бортів машини
Поворотом керованих коліс ТС водій змушує його пересуватися траєкторією заданої кривизни відповідно до кутів повороту коліс. Чим більший кут їхнього повороту щодо поздовжньої осі машини, тим менший радіус повороту ТС.
Схема повороту «по-гусеничному» принципу використовується порівняно рідко та переважно на спеціальних ТЗ. Прикладом може бути колісний тягач з неповоротними колесами і трансмісією, що забезпечує поворот тягача практично навколо його геометричного центру. Таку ж схему повороту має вітчизняний місяцехід, що має електромотор-колеса з формулою 8Ч8. Поворот подібних ТЗ здійснюється при неоднаковій швидкості коліс різних бортів машини. Таке управління поворотом найбільш просто забезпечити припиненням подачі крутного моменту на борт машини, що відстає при повороті, швидкість коліс якого зменшується внаслідок їх підгальмовування. Чим більша різниця швидкостей забігає V2, тобто. зовнішнього по відношенню до центру повороту (точка), і відстаючого V1 (внутрішнього по відношенню до центру повороту) бортів машини, тим менше радіус її криволінійного руху. В ідеальному випадку, якщо швидкості всіх коліс обох бортів дорівнюватимуть, але спрямовані в протилежні сторони (V2 = -V1), ми отримаємо нульовий радіус повороту, тобто машина повертатиметься навколо свого геометричного центру.
Основними недоліками ТЗ з некерованими колесами є підвищена витрата потужності на скоєння повороту та більший знос шин порівняно з автомобілями, що мають керовані колеса.
Шарнірносчленовані схеми повороту ТС для інженерних тягачів. Ці машини мають гарну маневреність (мінімальний радіус повороту у них менше, ніж у звичайних автомобілів з такою ж базою і кращою пристосовністю до нерівностей дороги (через наявність шарнірів у зчіпному пристрої тягача та причіпної ланки), а також забезпечують можливість використання коліс великого діаметру , Що покращує прохідність цих МС.
Розміщено на Allbest.ru
Подібні документи
Забезпечення руху автомобіля у заданому водієм напрямку як основне призначення кермового керування автомобіля Камаз-5311. Класифікація кермових механізмів. Влаштування кермового управління, принцип його роботи. Технічне обслуговування та ремонт.
курсова робота , доданий 14.07.2016
Огляд схем та конструкцій кермових управлінь автомобілів. Опис роботи, регулювань та технічних характеристик вузла, що проектується. Кінематичний, гідравлічний та силовий розрахунок рульового управління. Розрахунки міцності елементів рульового управління.
курсова робота , доданий 25.12.2011
Основна причина пробок та найкращий варіант уникнути міської пробки. Особливості керування автомобілем у пробці. Перебудова для повороту суцільному потоці. Об'їзд перешкоди, що виникла. Проїзд регульованих перехресть. Виїзд на головну дорогу.
реферат, доданий 06.02.2008
Розрахунок кермового керування автомобіля. Силове передавальне число кермового керування. Момент опору повороту керованих коліс. Розрахунок конструкції кермових механізмів. Розрахунок гальмівних механізмів, підсилювачів гальмівних гідроприводів автомобіля.
методичка , доданий 19.01.2015
Аналіз робочих процесів агрегатів (зчеплення, підвіски), кермового та гальмівного керування автомобіля. Кінематичний та міцнісний розрахунок механізмів та деталей автомобіля Москвич-2140. Визначення показників плавності ходу автомобіля (підвіска).
курсова робота , доданий 01.03.2011
Влаштування рульового приводу вантажного автомобіля. Зовнішній контроль стану деталей приводу, оцінка роботи обмежувачів повороту. Регулювання зазорів у поздовжній тязі. Перелік можливих несправностей, пов'язаних із кермовим приводом.
курсова робота , доданий 22.05.2013
Загальне влаштування автомобіля та призначення його основних частин. Робочий цикл двигуна, параметри його роботи та влаштування механізмів та систем. Агрегати силової передачі, ходової частини та підвіски, електрообладнання, рульового керування, гальмівної системи.
реферат, доданий 17.11.2009
Роздавальна та додаткова коробки передач. Знижувальна передача у роздавальній коробці автомобіля. Призначення та типи кермових механізмів. Схема приводу робочої гальмівної системи автомобіля ГАЗ-3307. Призначення та загальний пристрій причепів-важковозів.
контрольна робота , доданий 03.03.2011
Технологічний процес ремонту кермового керування автомобіля ВАЗ 2104. Збільшений вільний хід кермового колеса. Вимірник сумарного люфта кермового керування. Стенд розвал-сходження, його тестування. Обладнання та інструмент для ремонту.
дипломна робота , доданий 25.12.2014
Призначення та загальна характеристика рульового керування автомобіля КамАЗ-5320 та колісного трактора МТЗ-80 з гідропідсилювачем. Основні регулювання кермового управління. Можливі несправності та технічне обслуговування. Насос гідравлічного підсилювача.
