Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Расчет гидравлического усилителя
Расчет гидроусилителя рулевого управления (рис.2.5) начинается с определения момента сопротивления повороту управляемых колес Mc на сухом асфальте при полностью нагруженном автомобиле и сводится к последующему определению: размеров исполнительного цилиндра, распределителя, диаметра трубопроводов, производительности гидронасоса и мощности, затрачиваемой на его привод.
Рис. 6.5. Расчетная схема гидроусилителя
Величину усилия PРК, прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, выбирают из условия, чтобы усилие не превышало 60 Н для легковых автомобилей и 120 Н для грузовых. Рабочий объем силового цилиндра определяется исходя из работы Aу, совершаемой усилителем (6.26)
где: ср - средний угол поворота управляемых колес из одного крайнего положения в другое, рад; Pmax - максимальное давление, развиваемое насосом усилителя,8–10 МПа. сц - КПД силового цилиндра усилителя, Диаметр силового цилиндра Dсц находят после того, как из компоновочных соображений будет определен ход штока силового цилиндра lшт , а из условия продольной жесткости - его диаметр dшт. (6.27) где: - коэффициент запаса жесткости (=1,5-2); Pу - усилие на штоке силового цилиндра.
где: рп - КПД рулевого привода; lц - плечо приложения силы штока силового цилиндра к поворотному кулаку. (6.28)
Производительность гидронасоса усилителя с непрерывной циркуляцией потока жидкости (с открытым центром) выбирается такой, чтобы цилиндр гидроусилителя успевал поворачивать управляемые колеса автомобиля со скоростью, большей, чем это в состоянии сделать водитель. При несоблюдении этого условия водитель во время быстрых поворотов будет затрачивать усилие не только на преодоление сопротивления колес повороту, но и на перекачивание рабочей жидкости в гидравлическом цилиндре из одной полости в другую. Номинальная производительность насоса Qн должна быть достигнута при числе оборотов двигателя, превышающих холостые не более чем на 25%, и давлении 0,5Pmax.
(6.29)
где: н - объемный КПД насоса при P=0.5Pmax;
Q - утечки, при 0,5Pmax (Q<=0,05Qн); max - угол поворота рулевого колеса из одного крайнего положения в другое, град; n - максимальная скорость поворота рулевого колеса (n=1,5 обор/с). Мощность, затрачиваемая на привод насоса, определяется по формуле:
(6.30) где: Pж - расчетное давление жидкости, МПа. Диаметр золотника распределителя определяется по формуле
(6.31) где: 1 - осевой зазор между кромками золотника и корпуса до начала перекрытия, мм; он составляет для современных конструкций величину, равную 0,2-0,5 мм; pз- потери давления в распределителе без учета потерь в присоединительных штуцерах и соединительных каналах; имеют величину, равную 0,04-0.08 МПа; - коэффициент местного сопротивления, определяемый экспериментально для каждого вида сопротивления, для золотников принимается 3-6; - плотность рабочей жидкости, кг/м3 (для масла веретенного "АУ" - 880 кг/м3). Диаметр трубопроводов определяется по потере давления на длине трубопроводов, которые не должны превышать у легковых автомобилей 0,1-0,3 МПа, у грузовых - 0,2-0,5 МПа.
(6.32) где: d, L - диаметр и длина трубопровода, м; - потери давления по длине трубопроводов, МПа; - коэффициент сопротивления трения, 0,025.
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Тормозное управление автомобиля - это совокупность устройств, предназначенных для создания и изменения искусственного сопротивления движению АТС, с целью управления скоростью движения, в том числе и удержания АТС неподвижным относительно дороги во время стоянки. Торможения разделяются на рабочие, аварийные, стояночные, а по интенсивности - на служебные и экстренные. Современные автомобили и автопоезда должны иметь рабочую, запасную и стояночную тормозные системы. Грузовые автомобили и автопоезда полной массой свыше 12 т, а также автобусы - свыше 5 т, предназначенные для эксплуатации в горных районах, должны иметь дополнительно вспомогательную тормозную систему.
Расчет тормозных механизмов
На современных автомобилях наибольшее распространение получили тормозные механизмы, схемы которых приведены на рис.3.1. В поверочных расчетах необходимо определить момент в тормозном механизме и коэффициент эффективности торможения. Формулы для их определения выведены из условия, что накладки расположены симметрично к горизонтальной оси, удельное давление распределено равномерно по длине колодки, и равнодействующие элементарных нормальных сил проходят через центр механизма. Момент в тормозном механизме Mт по абсолютной величине равен тормозному моменту на колесе M, который, в свою очередь, определяется следующим образом:
(7.1)
где: M1,2- тормозной момент соответственно на передней и задней осях; Rz1,2- нормальные реакции дороги, действующие соответственно на передней и задней осях; - коэффициент сцепления. Величины нормальных реакций при торможении определяются из выражений: (7.2)
где ma - масса автомобиля; aн - замедление автомобиля; a,b,hg - координаты центра массы автомобиля; L - база автомобиля. Приравняв МТ1,2 M1,2, определяются приводные силы на тормозных механизмах Р1,2. В дисковом тормозном механизме (рис.7.1,а) тормозной момент Mт и коэффициент тормозной эффективности Kэ определяются зависимостями: ; (7.3) , где: - коэффициент трения (расчетный =0,35); rср - средний радиус приложения силы Р к накладке. В барабанном тормозном механизме с равными приводными силами на колодках P1=P2 и разнесенными опорами суммарный тормозной момент и коэффициент эффективности соответственно равны (рис.7.1,б) (7.4) где: k0 - коэффициент касательных сил, равный отношению радиуса барабана rб к действительному радиусу приложения касательных сил (7.5) где: - угол охвата накладок. Для барабанного механизма с односторонним расположением опор и равными приводными силами P1=P2 (рис.7.1,в).
(7.6) В тормозном механизме с односторонним расположением опор и равным перемещением колодок Mт и Kэ определяются по следующим формулам (рис.7.1, г):
(7.7)
После выполнения расчета необходимо, задаваясь значениями от 0,1 до 0,6, построить график статической характеристики тормоза Kэ=F().
|
||||||
Последнее изменение этой страницы: 2020-12-09; просмотров: 84; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.149.213.209 (0.014 с.) |