Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf

Так как cos бх = 1, a cos 62 = 0, то после подстановки окон­ чательно получим

Чрезмерные контактные напряжения приводят к явлениям по­ верхностной усталости металла: поверхность зубьев выкраши­ вается (питтинг). Для выполненных конструкций червячно-спиро- идных передач асж ==^1,0 ч-1,5 ГПа (10 000— 15 000 кгс/см2).

Упорная бронзовая шайба С нагружена осевой силой сектора. Удельное давление на шайбу

кую прочность на изгиб. Поэтому основное внимание в расчетах уделяется износостойкости и контактной прочности. Оценка дается п о_величине напряжений сжатия, которые с достаточным прнбли-. жением равны

a = « і

и С Ж р '

Если вместо Qx и F подставить их значения

Qi = -pitg ß i = : ш тах'ѵш<Ru tg ßo

F = і ТГ [(фі — Sill Cpi) Гін -f- (ф2 — Sin ф2) Г2н],

где і — число работающих гребней ролика; г1н, г2н— наружные радиусы червяка и ролика; фх и ф2— центральные углы контакт­ ной площади, то окончательно получим

Для рулевых механизмов данного типа с трехгребневым роли­ ком, подтверждающих высокие качества в эксплуатации, стсж =

469

= lOO-еЗОО МПа (1000—3000 кгс/см2). Меньшие значения приве­ дены для среднего положения, большие — для крайних.

Осевые усилия червяка воспринимаются болтами Б крышек, а осевые усилия вала сошки — регулировочной пробкой 6. Удель­ ные давления между роликом 3-и проставочными шайбами состав­ ляют 20—30'МПа "(200—300 кгс/см2).

Кривошипные рулевые механизмы (рис. XVI.6). Наиболее уяз­ вимым местом таких механизмов является шип. Он рассчитывается

Плечо изгиба равно /ш, диаметр поперечника шипа — dm. Износостойкость шипа оценивается по величине контактных

напряжений сжатия на длине рабочей части шипа I. Принимая с достаточным приближением, что шип опирается на плоскость, получим

(XVI.43)

где гср — средний радиус рабочей части шипа; а — угол зацепле­ ния (угол конуса шипа).

Для выполненных конструкций кривошипных рулевых меха­

— т>—) от сил Р г и Qo, на плече (/ш -f- л) — от /?2 и кручению от

силы Р 2 на плече (/ш -j-.t), где х — половина толщины тела кри­ вошипа, а da — диаметр втулки.

При этом

. Сила Q2 отжимает шип от нарезки винта и воспринимается упорным регулировочным винтом РВ. Направление этой силы не меняется.

Рулевой механизм типа винт—гайка—рейка—сектор (рис. XVI.7) Опыт эксплуатации таких рулевых механизмов по­ казывает, что наиболее слабым звеном с точки зрения износостой­ кости является винтовая пара [XVI.3]. У стандартных рулевых ме­ ханизмов ЗИЛ после пробега 150— 160 тыс. км. в винтовой паре по­ является осевой зазор более 0,3 мм (допустимый не более 0,2 мм), что увеличивает люфт рулевого колеса дополнительно на 6°. Сле­ довательно, чтобы нерегулируемый люфт рулевого колеса не вы­ ходил за пределы нормы, необходимо винтовую пару менять после пробега 100 тыс. км.

В ряде случаев наблюдаются случаи усталостного разрушения шариков или беговых канавок. Снижением контактных напря­ жений сжатия можно существенно повысить работоспособность

470

винтовой шариковой пары и улучшить к. п. д. г)р. м. Напряжения

где i — число одновременно находящихся под нагрузкой шариков в нарезке винта (для автомобиля ЗИЛ-130 z = 22); т — коэффи­ циент, зависящий от кривизны соприкасающихся поверхностей

Выражение для Qx находится из системы уравнений (XVI. 18):

Расчеты по формуле (XV 1.44) показывают, что при работающем усилителе для автомобиля ЗИЛ-130 контактные напряжения сжа­

0,60 кН (600 кгс).

При неработающем усилителе, когда Гшбу= 0,50-г-0,60 кН (50—60 кгс) или когда АР = 0,40-т-0,50 кН (40—50 кгс), контакт­ ные напряжения увеличиваются примерно вдвое и могут дости­ гать 5,0—6,0 ГПа, что сопоставимо или даже превышает предельно допускаемые для сталей 25ХГТ при HRC 58—62 напряжения смя­

Неслучайно поэтому длительная эксплуатация автомобилей с не­ работающим усилителем не рекомендуется.

Большим изгибным напряжениям (при неработающем усили­ теле — для автомобилей МАЗ) подвергаются зубья сектора и

.рейки. Пренебрегая небольшой конусностью зацепления (что не­ обходимо для обеспечения регулировочной зоны), выражение для подсчета изгибных напряжений (для сектора) можем записать так (рис. XVI.7):

471

где Р 2 — окружное усилие на секторе; у — коэффициент формы зубьев (берется по таблицам для полного числа зубьев, уклады­ вающихся на периметре сектора); /2— шаг зубьев сектора; Ь2— длина зубьев сектора; /р м— передаточное число рулевого ме­ ханизма.

В рулевых механизмах ЗИЛ-130 (ЗИЛ-131) зацепление рейка— сектор нагружено не только усилием со стороны рулевого колеса, но также и усилием усилителя. Окружное усилие на секторе под­ считывается так:

типа зацепления подсчитываются обычным путем и величина их,

Слабым местом рулевых механизмов этого типа является нарезка. Высокий срок ее службы достигается малым удельным давлением на поверхностях трения

винта.

Для выполненных конструкций кривошипно-винтовых руле­ вых механизмов удельное давление в нарезке при осуществимых водителем усилиях на рулевом колесе (Рштах ==£: 50 кгс) не пре­ вышает р = 7 -г-13 МПа (70— 130 кгс/см2).

472