Подбор оптимальной конструкции рулевого управления

Введение

Автомобильный транспорт в России имеет большой удельный вес в общей транспортной системе, на его долю приходится более 2/3 грузопассажирских перевозок.

Основными тенденциями развития автомобильной промышленности являются следующие:

увеличение производства легковых автомобилей с дизельными двигателями и повышение экономичности бензиновых;

расширение производства автомобилей работающих на сжатом газе;

снижение удельного расхода топлива за счёт совершенствования конструкции двигателя, применение электронных систем, улучшение аэродинамики автомобиля;

снижение удельной металлоёмкости, увеличение ресурса работы и уменьшение трудоёмкости ТО автомобиля;

повышение активной и пассивной безопасности автомобиля, за счёт применения различных автоматических систем и оптимизации конструкции кузова.

Рулевое управление является одной из важнейших составляющих автомобиля. Она также постоянно совершенствуется и модернизируется с учетом роста требований потребителя. От грамотности расчета, качества производства рулевого управления зависит удобство управления, управляемость, устойчивость на дороге, безопасность водителя и пассажиров, долговечность всего автомобиля. Поэтому рулевое управление постоянно модернизируется, для того чтобы сделать автомобиль не только динамичным, но и более надежным и эргономичным - такая тенденция наблюдается сейчас в развитии рулевого управления.

.       
Состояние вопроса

1.1    Назначение рулевого управления

Рулевое управление предназначено для изменения направления движения автомобиля поворотом управляемых колес.

1.2    Требования, предъявляемые к механизмам рулевого управления

Так как от рулевого управления в значительной степени зависит безопасность движения, оно должно удовлетворять следующим требованиям:

быть легким в управлении

обеспечивать хорошую маневренность автомобиля с минимальным радиусом поворота

иметь минимальное боковое скольжение колес при повороте

исключать возможности возникновения автоколебаний управляемых колес

иметь минимальную передачу толчков на рулевое колесо

в то же время на рулевом колесе должно обеспечивать “чувство дороги”

быть очень надежным, так как выход его из строя приводит к аварии

Кроме того, рулевое управление должно исключать самопроизвольный поворот управляемых колес.

.3      Классификация рулевого управления

Основные типы рулевых механизмов: червячного типа, типа “винт-гайка-шарнир”, реечного типа.

В зависимости от того, какие колоса являются управляемыми, рулевое управление бывает передних, задних колес и всех четырех сразу.

Некоторые системы рулевого управления оснащены усилителем, которым может быть электрическим, гидравлическим, пневматическим.

.4      Обзор конструкций рулевых механизмов

.4.1   Рулевой механизм червячного типа

Рис. 1 Рулевой механизм червячного типа состоит

Рулевой механизм червячного типа состоит из:

рулевого колеса с валом,

картера червячной пары,

пары «червяк-ролик»,

рулевой сошки.

В картере рулевого механизма в постоянном зацеплении находится пара «червяк-ролик». Червяк есть не что иное, как нижний конец рулевого вала, а ролик, в свою очередь, находится на валу рулевой сошки. При вращении рулевого колеса ролик начинает перемещаться по винтовой нарезке червяка, что приводит к повороту вала рулевой сошки. Червячная пара, как и любое другое зубчатое соединение, требует смазки, и поэтому в картер рулевого механизма заливается масло, марка которого указана в инструкции к автомобилю. Результатом взаимодействия пары «червяк-ролик» является преобразование вращения рулевого колеса в поворот рулевой сошки в ту или другую сторону. А далее усилие передается на рулевой привод и от него уже на управляемые (передние) колеса.

Рулевой привод, применяемый с механизмом червячного типа, включает в себя:

правую и левую боковые тяги,

среднюю тягу,

маятниковый рычаг,

правый и левый поворотные рычаги колес.

Каждая рулевая тяга на своих концах имеет шарниры, для того чтобы подвижные детали рулевого привода могли свободно поворачиваться относительно друг друга и кузова в разных плоскостях.

К достоинствам механизма «червяк-ролик» относятся:

         низкая склонность к передаче ударов от дорожных неровностей

         большие углы поворота колес

         возможность передачи больших усилий

Недостатками являются:

- большое количество тяг и шарнирных сочленений с вечно накапливающимися люфтами

«тяжелый» и малоинформативный руль

сложности в технологии изготовления

.4.2  
Рулевой механизм типа “винт-гайка-сектор”

Рис. 2 Рулевой механизм типа "винт - шариковая гайка - рейка - сектор"

- распределитель;

- винт;

- шарики с трубкой рециркуляции;

- поршень-рейка;

- зубчатый сектор;

- вал сошки;

- ограничительный клапан

Полное название - "винт-шариковая гайка-рейка-сектор". Винт 2, которым оканчивается рулевой вал, через циркулирующие по резьбе шарики 3 толкает вдоль своей оси поршень-рейку 4. А тот в свою очередь поворачивает зубчатый сектор 5 рулевой сошки. Из-за возможности передавать большие моменты, устанавливается на грузовиках, пикапах и больших внедорожниках, работающих в экстремальных условиях.

Преимущества рулевого механизма “винт-шариковая гайка-рейка-сектор”:

Возможность конструкции с высоким передаточным числом

Недостатки рулевого механизма “винт-шариковая гайка-рейка-сектор”:

         Нетехнологичен

         Дорогой

         большие габариты

         тяжелый

.4.3   Рулевой механизм реечного типа

В рулевом механизме «шестерня- рейка» усилие к колесам передается с помощью прямозубой или косозубой шестерни, установленной в подшипниках, и зубчатой рейки, перемещающейся в направляющих втулках. Для обеспечения беззазорного зацепления рейка прижимается к шестерне пружинами. Шестерня рулевого механизма соединяется валом с рулевым колесом, а рейка - с двумя поперечными тягами, которые могут крепиться в середине или по концам рейки. Полный поворот управляемых колес из одного крайнего положения в другое осуществляется за 1,75...2,5 оборота рулевого колеса. Передаточные отношения механизма определяются отношением числа оборотов зубчатого колеса, равное числу оборотов рулевого колеса, к расстоянию перемещения рейки.

Реечный механизм рулевого управления состоит из картера, отлитого из алюминиевого сплава. В полости картера на шариковом и роликовом подшипниках установлено приводное зубчатое колесо. На картере и на пыльнике выполнены метки для правильной сборки механизма рулевого управления. Зубчатое колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой, которая поджимается к зубчатому колесу пружиной через металлокерамический упор. Пружина поджимается гайкой со стопорным кольцом, создавая сопротивление отворачиванию гайки. Подпружиненным упором облегчается беззазорное зацепление зубчатого колеса с зубчатой рейкой по всей величине хода. Рейка одним концом опирается на упор, а другим - на разрезную пластмассовую втулку. Ход рейки ограничивается в одну сторону кольцом, напрессованным на рейку, а в другую сторону - втулкой резино-металлического шарнира левой рулевой тяги. Полость картера механизма рулевого управления защищена от загрязнения гофрированным чехлом.

Вал рулевого управления соединяется с приводным зубчатым колесом эластичной муфтой. Верхняя часть вала опирается на шариковый радиальный подшипник, запрессованный в трубу кронштейна. На верхнем конце вала на шлицах через демпфирующий элемент крепится гайкой рулевое колесо.

Рулевой механизм с переменным отношением

Около нулевого положения рулевого колеса, когда едешь по прямой на высокой скорости, излишняя острота рулевого управления нежелательна, заставляет водителя напрягаться. А при парковке или развороте, наоборот, хотелось бы иметь передаточное отношение поменьше - чтобы поворачивать руль на как можно меньший угол. Для этого существует несколько схем реечных рулевых механизмов.

Так работает реечный рулевой механизм ZF с переменным передаточным отношением. Здесь изменяются профиль зубьев рейки и плечо зацепления

Реечный рулевой механизм Honda VGR (Variable Gear Ratio - переменное передаточное отношение) использовался на автомобилях Honda NSX

Фирма ZF использует зубья рейки с переменным профилем: в околонулевой зоне зубья треугольные, а ближе к краям - трапецеидальной формы. Шестерня входит с ними в зацепление с разным плечом, что и помогает немного изменить передаточное отношение. А другой, более сложный, вариант использовала Honda на своем суперкаре NSX. Здесь зубья рейки и шестерни сделаны с переменными шагом, профилем и кривизной. Правда, шестерню приходится двигать вверх-вниз, но зато варьировать передаточное отношение можно в гораздо более широких пределах.

Рулевой привод состоит из двух горизонтальных тяг и поворотных рычагов телескопических стоек передней подвески. Тяги соединяются с поворотными рычагами при помощи шаровых шарниров. Поворотные рычаги приварены к стойкам передней подвески. Тяги передают усилие на поворотные рычаги телескопических стоек подвески колес и соответственно поворачивают их вправо или влево.

К преимуществам реечного рулевого механизма относится:

         малая масса

         компактность

         невысокая цена

         минимальное количество тяг и шарниров

         простота соединения рулевого механизма с управляемыми колесами

         прямая передача усилия

         высокая жесткость и КПД

         легкость в оснащении гидроусилителем

Недостатки:

         из-за простоты конструкции любой толчок от колес передается на руль

         трудности в изготовлении механизма с высоким передаточным числом, поэтому для тяжелых машин такой механизм не подходит.

.5      Выбор и обоснование выбранной конструкции

По своим технологическим, ценовым, конструктивным качествам рулевой механизм «шестерня-рейка» наиболее подходит для переднеприводной компоновки и подвески McPherson, обеспечивая большую легкость и точность рулевого управления.

При проектировании автомобиля ВАЗ-2123, старались взять как можно больше узлов из модели ВАЗ-2121, поэтому на автомобиле ставили механизм типа “червяк-ролик”. Однако Chevrolet Niva не является мощным внедорожником, что бы на него целесообразно было ставить этот механизм. Он дороже, технологически сложен, тяжелее. Возможности, которые дает автомобилю червячный механизм, не используются в полной мере. При использовании рейкм, исключается концентрация напряжения от рулевого механизма на лонжероне, нет необходимости усиливать его в месте крепления механизма.

По всем этим причинам я считаю необходимым заменить механизм типа “червяк-ролик” на более дешевый, легкий, технологичный реечный механизм, который в необходимой мере обеспечивает легкость и точность рулевого управления.

В связи с тем, что будет заменен тип механизма, необходимо внести ряд изменений в конструкцию других узлов и агрегатов:

так как за осью передних колес расположить реечный механизм не представляется возможным, то ставим его перед осью;

для того чтобы освободить место между поддоном двигателя и дифференциалом для рейки, смещаем межколесный дифференциал на то же расстояние (20,5мм) назад, что не изменяет сбалансированность всего узла;

так как рейка располагается перед осью, то тормозной суппорт колеса необходимо расположить сзади.

2. Конструкторская часть

.1 Тягово-динамический расчет

Исходные данные:

.1.1 Подготовка исходных данных для тягового расчёта

Полная масса автомобиля.

 (2.1)

где mo-cнаряжённая масса автомобиля (кг),

mч=75 кг -масса человека,

n- число пассажиров, включая водителя,

mб- вес багажа по 10 кг на 1 пассажира.

Подбор шин.

Для данного автомобиля подходят шины 195/75R15

Зная размер шин, определяем статический радиус колеса:

 (2.2)

где d- посадочный диаметр шины,

lz=0,85 - коэффициент вертикальной деформации для тороидных шин,

H- высота профиля шины

B- ширина профиля шины

т=0,5×15×25,4+0,85×146,25=314,8(мм)=0.3148(м)

На дорогах с твёрдым покрытием радиус качения колеса rк»rст.

Параметры обтекаемости автомобиля.

Коэффициент обтекаемости

=Cx×r/2,     (2.3)

где r=1,293 - плотность воздуха в нормальных условиях.

k=0,48×1,293/2=0,3103

Лобовая площадь

=0.8BгHг   (2.4)

где Bг- габаритная ширина автомобиля,

Hг- габаритная высота автомобиля

F=2.34 (м2)

2.1.2 Определение передаточного числа главной передачи

, (2.5)

где wmax- максимальная угловая скорость колен вала двигателя,

uк- передаточное число высшей передачи в коробке передач, на которой

обеспечивается максимальная скорость автомобиля,

Uр- передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче

.1.3 Расчёт ВСХ двигателя

Мощность двигателя при Vmax.

,     (2.6)

где yv- коэффициент сопротивления дороги при Vmax,

Ga=mag- полный вес автомобиля.

yv=f= (2.7)

yv=f==1825×9,81=17903.25 (H)

Максимальная мощность двигателя.

(2.8)

где a,b,c- эмпирические коэффициенты (a=b=c=1 для бензинового двигателя),

l=wmax/wN=1,2

кВт

Расчитываем ВСХ двигателя по формуле:

,         (2.9)

где we- текущие значения угловой скорости колен вала (рад/с),

Ne- текущее значение эффективной мощности двигателя (кВт).

Для построения кривой эффективного момента Ме ( Н×м) применяем формулу:

     (2.10)

Рассчитываем зависимости Ne(we) и Me(we). Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1 и представляем в виде графика.

Таблица 2.1

2.1.4 Определение передаточных чисел коробки передач

Передаточное число первой передачи определяется по заданному максимальному дорожному сопротивлению ymax.

Для обеспечения возможности движения автомобиля в этих условиях тяговая сила на ведущих колёсах Рт должна быть больше силы сопротивления дороги Рд , т.е.

 , или  (2.11)

ymax=fo+i

коэффициент уклона, i=0.3

ymax=0,014+0,3=0,314

Во избежание буксования ведущих колёс тяговая сила на первой передаче должна быть меньше силы сцепления колёс с дорогой:

 , или       (2.12)

j=0,8- коэффициент сцепления ведущих колёс с дорогой,

Gсц=Gа- сцепной вес автомобиля,

Мmax=170,41 (Н×м),

,84,64

Принимаем действительное значение u1=3,67

Передаточные числа промежуточных ступеней рассчитываются согласно закону :

Принимаем действительные передаточные числа промежуточных ступеней, равные:

.1.5 Тяговый баланс автомобиля

Уравнение силового баланса :

Рт=Рд+Рв+Ри,    (2.13)

где Рт - сила тяги ведущих колёс,

Рд - сила дорожного сопротивления,

Рв - сила сопротивления воздуха,

Ри - сила сопротивления разгону автомобиля.

Вначале строят тяговую характеристику автомобиля - зависимость силы тяги на ведущих колёсах Рт от скорости автомобиля V для каждой из передач в коробке передач. Силу тяги на разных передачах рассчитывают по формуле:

,     (2.14)

где uк - передаточное число коробки передач,

Ме - величина эффективного момента двигателя.

Пользуемся выбранными при расчёте ВСХ значениями we, приводя в соответствие с ними скорости автомобиля на разных передачах:

.        (2.15)

Результаты расчётов занесём в таблицу 2.2

Таблица 2.2

Взаимодействие автомобиля и дороги сопровождается затратами энергии на подъём автомобиля при движении в гору и необратимые затраты на деформацию шин и дороги.

В связи с этим применяется понятие о силе сопротивления дороги Рд , равной сумме силы сопротивления подъёму Рп и силы сопротивления качению Рf:

Рд=Рп+Рf.  (2.16)

При движении автомобиль приобретает силу сопротивления воздуха Рв , которую определяют по формуле:

 (2.17)

Для построения силового баланса при движении автомобиля по горизонтальной дороге силу сопротивления дороги рассчитывают по формуле:

 (2.18)

Результаты расчётов сводят в таблицу 2.3 и представляют в виде графика.

Значения силы сопротивления воздуха Рв откладывают вверх от соответствующих силы Рд .

Таблица 2.3

Чтобы учесть возможность буксования ведущих колёс, нужно определить силу сцепления

Рсц»Gсц×j=17903,75×0,8=14323(Н). (2.19)

Сила сцепления колес с дорогой много больше максимальной силы тяги (Pт max=11300H), значит пробуксовки колес не будет.

.1.6 Динамическая характеристика автомобиля

 (2.20)

рулевой управление автомобиль червячный

По этой формуле и данным силового баланса рассчитывают и строят динамическую характеристику автомобиля, которая является графическим изображением зависимости динамического фактора D от скорости движения при различных передачах в коробке передач и при полной загрузке автомобиля. Данные расчёта заносят в таблицу 2.4 и представляют графически.

Таблица 2.4

Чтобы учесть влияние буксования ведущих колёс, определяют динамический фактор по сцеплению:

=  (2.21)

.1.7 Разгон автомобиля

Ускорение при разгоне.

Ускорение во время разгона определяют для случая движения автомобиля по горизонтальной дороге с твёрдым покрытием хорошего качества при максимальном использовании мощности двигателя и отсутствии буксования ведущих колёс. Ускорение находят из выражения:

,

откуда:

где Iм -момент инерции вращающихся частей двигателя (кг×м2),

Iк - момент инерции колеса автомобиля ,

nк - число ведущих колёс.

Или

Коэффициент учета вращающихся масс:

По формуле (2.21) определяют ускорение разгона, вносят результаты в таблицу 2.5 и строят график зависимости j=f(V).

Таблица 2.5

Таблица 2.6

Затем требуется построить зависимость обратных ускорений (1/j) от скорости V. Поскольку при скоростях V, близких к максимальной, ускорение стремится к нулю, то для расчёта обратных ускорений ограничиваются скоростью V=(0,8…0,9)Vmax=31,12 м/с.

Время и путь разгона.

Время и путь разгона автомобиля определяем графоаналитическим способом. Смысл этого способа в замене интегрирования суммой конечных величин

 (2.22)

С этой целью кривую обратных ускорений разбивают на интервалы и

считают, что в каждом интервале автомобиль разгоняется с постоянным ускорением j=const, которому соответствуют значения (1/j)=const. Эти величины можно определить следующим образом:

 (2.23)

где к- порядковый номер интервала.

Заменяя точное значение площади под кривой (1/j) в интервале DVк на значение площади прямоугольника со сторонами DVк и (1/jср)к , переходим к приближённому интегрированию:

(2.24)

t1=Dt1, t2=Dt1+Dt2, tn=.       (2.25)

где t1- время разгона от скорости Vo до скорости V1 ,

t2- время разгона до скорости V2.

Результаты расчёта сводят в таблицу 2.7 и представляют в виде графика. Аналогичным образом проводится графическое интегрирование зависимости t=f(V) для получения зависимости пути разгона S от скорости автомобиля.

В данном случае кривая t=f(V) разбивается на интервалы по времени, для каждого из которых находятся соответствующие значения Vсрk.

Площадь элементарного прямоугольника в интервале Dtк есть путь, который проходит автомобиль от отметки tк-1 до отметки tк , двигаясь с постоянной скоростью Vсрk.

Величина площади элементарного прямоугольника определяется следующим образом :

, (2.26)

где k=1…m - порядковый номер интервала, m выбирается произвольно (m=n).

Путь разгона от скорости Vo

до скорости V1: S1=DS1,

до скорости V2: S2=DS1+DS2,

до скорости Vn: Sn=

Результаты расчёта заносятся в таблицу 2.8.

Таблица 2.7

Таблица 2.8

.1.8 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса:

т=Ne-Nтр=Nf+Nп+Nв+Nи,   (2.27)

где, Nт - тяговая мощность, подводимая к ведущим колёсам,

Nтр- мощность, теряемая в агрегатах трансмиссии,

Nf =Рf×V - мощность, затраченная на преодоление сил сопротивлению качения колёс,

Nп=Рп×V -мощность, затраченная на преодоление сил сопротивления подъёму(Nп=0),

Nв =Рв×V - мощность, затраченная на преодоление сил сопротивления воздуха,

Nи= Ри×V - мощность, затраченная на преодоление силы инерции автомобиля(Nи=0),

Для выбранных ранее интервалов по угловой скорости коленвала двигателя и скорости автомобиля рассчитываем мощностной баланс, заполняем таблицу и строим график.

Вверх от кривой Nд= Nf+ Nп откладывают значения мощности сопротивления воздуха Nв.

Таблица 2.9

Степенью использования мощности двигателя служит величина И - отношение мощности, необходимой для движения автомобиля, к мощности на ведущих колесах:

.1.9 Расчёт топливно-экономической характеристики автомобиля

Для получения топливно-экономической характеристики следует рассчитать расход топлива при движении автомобиля на высшей передаче по горизонтальной дороге с заданными постоянными скоростями от минимально устойчивой до максимальной.

 (2.29)

где gеmin=300 г/(кВт×ч) -минимальный удельный эффективный расход топлива,

rт=0,72 кг/л - плотность топлива,

 - коэффициент, учитывающий изменения величины удельный эффективный расход топлива в зависимости от степени использования мощности И.

 - коэффициент, учитывающий изменения величины удельный эффективный расход топлива в зависимости от

Результаты расчётов сводят в таблицу 2.10 и представляют в виде графика.

Таблица 2.10

м/с

.2 Расчет рулевого управления

.        Рулевое управление с реечным рулевым механизмом, расположенным впереди моста

.        Полная масса автомобиля и ее распределение по осям: ma=1800кг, mF=900кг, mR=900кг

.        Минимальный радиус поворота автомобиля по следу наружного колеса: RH min=6,026м

.        Колесная база автомобиля: L=2,45м

.        Колея передних колес: В=1,45м

.        Плечо обкатки: а=0,033м

.        Статический, динамический радиусы колес: rст=rд=0,322м

.        Диаметр рулевого колеса: dрк=0,35м

.2.1 Кинематический расчет рулевого трехзвенника

.2.1.1 Определение максимального угла поворота передних колес по условию обеспечению радиуса поворота

Максимальные углы поворота колес наружный δa max и внутренний δi max от заданного максимального радиуса поворота по следу переднего наружного колеса:

 (2.30)

Где b=2,45м - колесная база автомобиля,

rн = 6,026м- минимальный радиус поворота по следу переднего наружного колеса,

p=1,379м - расстояние между точками пересечения осей поворотных шкворней с поверхностью дороги,

е =0,0354м- плечо обкатки.

2.2.1.2 Выбор длины поворотного рычага

Для предварительного выбора геометрических параметров рулевой трапеции удобно задаться положением точки пересечения осей рычагов рулевой трапеции в положении, соответствующем прямолинейному движению[1]. При переднем расположении рулевой трапеции следует точку пересечения продолжения осей рычагов расположить на оси задних колес (рис. 4).

Рис. 4 К выбору углов наклона рычагов рулевой трапеции.

Угол наклона рычагов трапеции будет отрицательным, т.к. трапеция располагается сзади, и составит:

 (2.31)

Где, S - расстояние между точками пересечения осей поворотных шкворней с горизонтальной плоскостью, проходящей через центры шарниров тяги рулевой трапеции:- колесная база автомобиля.

Длину рычага r’ принимаем из конструкторских соображений:

r’=104мм

.2.1.3 Расчет рулевого трехзвенника

Для расчета рулевого трехзвенника необходимы только схемы расположения трапеции на виде сзади (рис. 8 и 9) и сверху (рис.7).

Рис. 8 Вид сзади рулевого управления.

Рис. 9 Левая половина рулевой трапеции на виде сзади.

При боковом перемещении зубчатой рейки на ход S внутреннее колесо поворачивается на угол δi, наружное - на δa. Эти углы отличаются друг от друга при определенном значении их разности , которая зависит от угла поворота рычага рулевой трапеции λ и расстояния k между внешним шарниром U боковой тяги и оси шкворня (рис. 9). Точка O, в которой вертикаль из внешнего шарнира пересекла бы ось шкворня колеса, является осью поворота колеса. Расстояние между точкой О, в которой вертикаль из внешнего шарнира пересекла бы ось шкворня колеса, и осью внешнего шарнира на виде сверху является длинной поворотного рычага r=123мм.

Тогда расстояние k находим по формуле:

k=r sinλ (2.33)

=123 sin 34,8=70,2мм

По спроектированной схеме рулевого трехзвенника находим следующие параметры(рис. 7, 8,9):

Расстояние между осью O поворота колеса и внутренним шарниром Т по горизонтали, а=251,3 мм;

Расстояние между рулевым механизмом и осью в направлении движения, b=104мм;

Угол поперечного наклона шкворневой оси, σ0=11º30'=11,5 º

Расчет проецированного угла поворота рулевой трапеции λ'

Угол поворота рулевой трапеции, спроецированный на горизонтальную плоскость можно рассчитать по формуле:

 (2,34)

λ'=34º

.2.2 Расчет параметров зацепления “шестерня-рейка”

.2.2.1 Передаточное число рулевого управления

Общее кинематическое передаточное отношение рулевого управления, определяется кинематическими передаточными числами рулевого механизма HКРМ, рулевого привода HКРП и рулевого вала HКРВ равно отношению угла поворота рулевого колеса к углу поворота колес:

КРУ=HКРМ∙HКРП∙HКРВ= (2.37)

Руководствуясь ГОСТ Р-52302-2004 оптимальное число оборотов рулевого колеса от упора до упора равно 2,8. Тогда по формуле (2.37):

HКРУ=

Передаточное число рулевого механизма равно полному ходу рейки к числу оборотов шестерни от упора до упора:

.2.2.2 Исходные данные

Расчет проводится по методике, описанной в учебном пособии [3].

В качестве исходных данных для проверки существования зацепления "шестерня-рейка" с переменным шагом требуются:

. Угол картера рулевого механизма δ - угол между плоскостью, перпендикулярной к оси рейки и осью вала-шестерни; δ=24º

2. Межосевое расстояние a=19 мм

. Диаметр рейки d z=26,4 мм

. Ход рейки lр=134,9 мм;

. Коэффициент высоты головки зуба инструмента для изготовления шестерни  =1,5;

. Коэффициент высоты головки зуба инструмента для изготовления рейки  = 0,82;

. Коэффициент радиального зазора зуба шестерни C*1=0,125;

. Коэффициент радиального зазора зуба рейки C*2=0,25.

Остальные параметры принимаем по следующим соображениям:

. Угол наклона зуба шестерни при угле исходного контура 20°. Наименьшее скольжение в зацеплении, а, следовательно, и наивысший КПД передачи обеспечивается при  = 0 , при этом на подшипники вала- шестерни не действуют осевые нагрузки. Косозубое зацепление позволяет получить большое осевое перекрытие зубьев, обеспечивая плавность работы и прочность зубчатой передачи. Принимаем ;

. Модуль зубьев шестерни, соответствующий углу профиля 20°, принимается равным модулю зубьев базового механизма =1.9мм;

. Минимальный угол профиля зубьев рейки по соображениям прочности инструмента, а также исходя из эффективности рулевого механизма принимаем  =18°;

. Максимальный угол профиля зубьев рейки по соображениям прочности нецелесообразно делать выше 40°,  =30°;

. Передаточное число рулевого механизма Hmin - общепринятой является размерность [мм/об] (ход рейки в миллиметрах, поделенный на соответствующее число оборотов шестерни). Hmin=48,18мм/об

Заключение

В результате выполнения данной работы, после проведения конструкторских расчётов, тягово-динамического расчёта можно сделать вывод, что цель - получение конкурентоспособного автомобиля за счёт замены рулевого механизма на более актуальный, дешевый, легкий, технологичный т. е. улучшения потребительских свойств, была достигнута.

В процессе курсового проектирования были произведены следующие работы:

подбор и обоснование оптимальной конструкции рулевого управления;

тягово-динамический расчет автомобиля ВАЗ 2123;

кинематический расчет рулевого трехзвенника;

расчет параметров зацепления “шестерня-рейка”.

Список используемых источников

1.      Родионов, В.Ф. легковые автомобили/В.Ф. Родионов, Б.А. Фиттерман. - М.: Машиностроение, 1973.

.        Раймпель, Й. Шасси автомобиля: Рулевое управление/Й. Раймпель. - М.: Машиностроение, 1987.

.        Лата, В.Н. Расчет геометрии зацепления “шестерня-рейка” рулевого механизма автомобиля: учебное пособие/В.Н. Лата, И.В. Еремина. - Тольятти: Изд-во ТГУ, 2006.

.        Лата, В.Н. Конструирование и расчет автомобиля. Ходовая часть и системы управления. Курс лекций.

.        Лысов, М.И. Рулевое управление автомобилей/М.И. Лысов. - М.: Машиностроение, 1973.

.        Малкин, В.С. Особенности проектирования рулевого управления автомобиля с учетом свойств эластичности шин: учебное пособие/В.С. Малкин. - Куйбышев: Изд-во КуАИ, 1983.

.        Раймпель, Й. Шасси автомобиля/ Й. Раймпель. - М.: Машиностроение, 1983.

.        Черепанов, Л.А. Расчет тяговой динамики и топливной экономичности автомобиля: учеб. пособие/Л.А. Черепанов. - Тольятти: ТГУ, 2001.

.        Соломатин, Н.С. Проектирование автомобиля: ext,/-метод. Пособие по курсовому проектированию для студентов специальности 190201 “Автомобиле- и тракторостроение”/ Н.С. Соломатин [и др.] - Тольятти: ТГУ, 2007.