Исследование рабочих процессов в рулевом приводе автомобилей

Размещено на /

Содержание

1. Исследование влияния смещений в кинематической цепи рулевого привода на работу и момент сил трения

2. Расчёт пути трения и скорости относительного скольжения элементов шарниров рулевых тяг

3. Исследование зависимости изменения схождения управляемых колёс от упругости, зазоров в сопряжениях и усилия в рулевом приводе

4. Силовой способ оценки характеристик и состояния рулевого привода

5. Теоретическое обоснование критериев оценки эксплуатационного состояния рулевого привода и шарниров рулевых тяг

5.1 Обоснование критерия качества рулевого привода

5.2 Обоснование критериев оценки эксплуатационного состояния шарниров рулевых тяг с осевой пружиной

Библиографический список

1. Исследование влияния смещений в кинематической цепи рулевого привода на работу и момент сил трения

Выходной характеристикой рабочих процессов в рулевом приводе автомобилей можно считать величину изменения угла схождения управляемых колёс и соотношения их углов поворота. Обе величины в процессе эксплуатации изменяются в зависимости от ряда конструктивных и эксплуатационных факторов.

Рабочие процессы в РП, имеющем звенья, сопряжённые силовым замыканием с упругой связью [3], сопровождаются непрерывными относительными смещениями элементов, которые происходят под действием переменных по величине и направлению поперечных, касательных и вертикальных сил, создающих поворачивающие моменты относительно оси поворотной стойки передней подвески.

В зависимости от соотношения суммарных моментов, действующих на каждое управляемое колесо, в рулевом приводе автомобилей с рулевой трапецией, расположенной сзади передней оси, возникает растяжение, причём начальное схождение увеличивается или сжатие - уменьшается.

Таким образом, характеристикой рабочих процессов в РП является работа, затраченная на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях РП и выборку смещений в его кинематической цепи. При этом, полезной работой считается израсходованная на обеспечение курсовой устойчивости, т.е. на гашение колебаний управляемых колес, вызванных стохастическими нагрузками.

Эту работу в основном производят обратимые смещения, обусловленные упругостью РП, она выполняется без участия водителя в режимах движения по траектории, близкой к прямолинейной, когда выполняется большая часть транспортной работы.

Часть же работы, затраченной водителем на обеспечение заданной траектории движения, расходуется на преодоление необратимых смещений, вызванных зазорами в подвижных сопряжениях рулевого привода.

Эта работа затрачивается непроизводительно, уменьшает силовое передаточное число РУ, вызывает увеличение утомляемости водителя и интенсивности износа шарниров рулевых тяг, резко снижает заданный при проектировании автомобиля уровень эксплуатационных свойств.

В процессе движения автомобиля работа сил, прилагаемых к рулевому колесу для поддержания заданной траектории движения, затрачивается на изменение кинетической энергии поворота рулевого вала и связанных с ним деталей, а также поворота управляемых колёс. При этом преодолеваются активные силы, вызванные влиянием микропрофиля дорожного полотна, момент сопротивления управляемых колёс повороту, вызванный стабилизирующим моментом, и силы трения в подвижных сопряжениях рулевого привода, которые могут быть приведены к поворотному рычагу цапфы и выражены моментом трения.

Аналитическое выражение связи перечисленных сил, моментов и углов поворота следует из теоремы об изменении кинетической энергии системы рулевого управления и может быть представлено в виде равенства работ - затраченной на рулевом колесе и полученной на управляемых колёсах:

(1)

Примем допущения:

и ,

т.к. в 10 в рассматриваемых режимах движения.

Угол поворота управляемого колеса с учётом угла поворота рулевой сошки на величину смещений в кинематической цепи РП равен:

(2)

Тогда выражение (1) принимает вид:

(3)

При установившемся движении рулевого колеса равенство работ, совершённых в рулевом приводе на рулевой сошке и управляемых колёсах учётом момента сил трения в подвижных сопряжениях РП имеет вид:

(4)

Отсюда получаем зависимости влияния величины смещений в РП на:

а) угол поворота управляемого колеса:

;

(5)

б) момент сил трения в подвижных сопряжениях рулевого привода:

(6)

Из выражения (5) следует, что с увеличением смещений в РП, являющихся основным параметром технического состояния рулевого привода, уменьшается угловое передаточное число рулевого управления, т.е. уменьшается угол поворота управляемых колёс на единицу поворота рулевого колеса. Из выражения (6) следует, что при этом также уменьшается и момент сил трения в подвижных сопряжениях РП, что порождает ударный характер нагружения и прогрессивное увеличение смещений в РП.

Эти причины вызывают увеличение суммарного угла поворота рулевого колеса для поддержания заданной траектории движения на единицу пути, часть которого служит для компенсации люфтов в рулевом управлении. В этом случае уравнение работ, затраченных в рулевом приводе только на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях и компенсацию смещений в них, с учётом (3), принимает вид:

(7)

Отсюда путём интегрирования при известных начальных условиях можно получить выражение зависимости угла поворота УК от смещений в кинематической цепи рулевого привода автомобиля.

Шарниры рулевых тяг, учитывая их количество, являются основными элементами, формирующими смещения в кинематической цепи рулевого привода автомобилей. Это определяет необходимость анализа работ сил трения в них, которые можно определить как разность работ, совершаемой рулевой сошкой и полученной на поворотных рычагах цапф.

При этом элементарная работа определяется:

а) рулевой сошки: (8)

б) поворотного рычага: (9)

Для определения этих работ необходимо представить моменты на рулевой сошке и поворотном рычаге функциями их углов поворота. С этой целью введём коэффициент пропорциональности нарастания момента относительно угла поворота (то же - усилия в РП относительно смещения в нём), физический смысл которого следует из диаграммы (рис.1) равен:

(10)

Рис.1. Диаграмма работ: затраченной на рулевой сошке на преодоление необратимых смещений в РП и полученной на поворотном рычаге.

Тогда работа, затраченная на рулевой сошке и полученная на поворотном рычаге цапфы, будет равна, соответственно:

,	(11)
.	(12)

Работа сил трения для обеих половин рулевого привода равна:

(13)

Учитывая, что угол поворота рулевой сошки можно выразить:

(14)

Выражение (13) может быть приведено к виду:

(15)

Исходя из физических процессов, протекающих в рулевом приводе, разделим всю область смещений в РП и соответствующих им усилий на четыре диапазона согласно диаграмме (рис.2). В первом диапазоне преобладают предварительные смещения, вызванные силами вязкого трения в подвижных сопряжениях РП. Их величина незначительна (до 0,15 мм), они полностью выбираются при усилии 10 Н.

Во втором диапазоне преобладают необратимые смещения, вызванные наличием зазоров в сопряжениях носящие износный характер. Их величина не превышает 1,5-2 мм для технически исправных автомобилей при усилии 30-50 даН, после снятия которого они не компенсируются.

В третьем диапазоне имеют место обратимые смещения, вызванные упругостью элементов РП. Они достигают 8-10 мм при средне эксплуатационных нагрузках в РП не выше 300 даН, после снятия которых они компенсируются. В четвертом диапазоне имеют место только остаточные смещения, вызванные пластическим деформированием деталей и являющиеся критерием прочностных свойств.

Рис.2. Диаграмма диапазонов усилий и смещений в кинематической цепи РП, вытекающая из физических процессов в рулевом приводе

Таким образом, при условии, что поворот рулевой сошки происходит в пределах смещений в кинематической цепи РП, учитывая принятые ранее допущения, работа, затраченная на преодоление моментов трения в подвижных сопряжениях, зазоров и упругости РП, равна:

(16)

Или

(17)

Тогда момент сил трения в сопряжениях рулевого привода равен:

(18)

Поэтому для рассматриваемого случая поворота рулевой сошки на величину смещений в РП, работа сил трения может быть определена:

(19)

что представляет удобство для экспериментальных исследований, в условиях которых коэффициент Ка равен критерию качества РП.

2. Расчёт пути трения и скорости относительного скольжения элементов шарниров рулевых тяг

В настоящее время проблема надежности узлов и систем автомобиля очень актуальна. Надежность рулевого привода является одной из составляющих надежности автомобиля в целом.

Шарнирные соединения рулевых тяг автомобилей являются основным элементами, регламентирующими надёжность рулевого привода [2]. Рабочие процессы в них характеризуются значительным количеством циклов относительного скольжения элементов шарнира. При этом особую важность приобретает фактор, учитывающий переход трения покоя в трение скольжения, когда преодолеваются "точки покоя". Последнее обстоятельство является причиной увеличения интенсивности изнашивания шарнира, несмотря на некоторое её ослабление из-за нестационарности процесса нагружения рулевого привода.

Для автомобилей с независимой передней подвеской нагружение рулевых шарниров определяется тремя факторами: рулевыми воздействиями водителя, колебаниями колёс относительно оси поворотной стойки и колебаниями подвески. При этом скорость движения способствует увеличению интенсивности возбуждений и при возрастании становится фактором, определяющим частоту и амплитуду колебаний колёс.

Из практики технической эксплуатации автомобилей известно, что наибольший износ имеют шарнирные соединения рычагов поворотных цапф и боковых рулевых тяг (крайние рулевые шарниры). Основная причина в том, что эти шарниры соединяют без упругих элементов неподрессоренную массу колёсного узла передней подвески и подрессоренную массу кузова. Это определяет интенсивные динамические нагрузки на элементы шарнира, частично воспринимаемые его пружиной.

Анализируя пространственное скольжение элементов рулевых шарниров, следует отметить, что характеристикой рабочих процессов являются путь трения и скорость относительного скольжения. Используя методику Фоллерта Людера для шарниров автомобилей МАЗ, и рассмотрев дополнительно процесс относительного перемещения элементов шарнира от колебаний подвески для исследуемых моделей, определим суммарный путь трения, отнесённый к площади трения с диаметром, равным диаметру шарового пальца, на 1000 км пробега для автомобилей ВАЗ.

Путь трения в случае имитации процесса основных угловых перемещений управляемых колёс случайной последовательностью, имеющей место от рулевых воздействий водителя, может быть определён:

(20)

где - среднестатистический угол поворота шарового пальца, град;

d - диаметр шарового пальца, мм.

Путь трения в случае имитации процесса основных угловых перемещений управляемых колёс гармоническим процессом, имеющем место при колебаниях управляемых колёс относительно оси поворотной стойки и при колебаниях передней подвески, может быть определён :

(21)

где n - число колебаний на 1 км пути;

- угол размаха, град.

Так, относительная величина пути трения при движении на булыжном шоссе со скоростью 8,4 м/с определена следующим образом:

а) от рулевых воздействий водителя:

;

б) от колебаний колес относительно оси поворотной стоки:

;

в) от колебаний передней подвески:

Результаты расчёта сведены в таблице 1. Исходные данные взяты из работы Гольда Б.В. [3], получены экспериментально.

Характеристикой рабочих процессов в рулевом шарнире является также, скорость относительного скольжения его элементов. Известно [6], что главными механизмами нарушения работоспособности рулевых шарниров являются окислительное, абразивное изнашивание и усталостное выкрашивание поверхностей трения. Кинематической характеристикой этих механизмов является средняя скорость скольжения шарового пальца в наконечнике рулевой тяги:

(22)

Таблица 1 Результаты расчёта относительных величин пути трения и скорости скольжения элементов шарниров рулевых тяг автомобилей ВАЗ-2105

Характер нагружения рулевых шарниров	Скорость движения, м/с	Тип дорожного покрытия	Исходные данные для расчета	Относительная величина пути трения, м/1000 km	Относительная скорость скольжения, мм/с
Рулевое воздействие водителя	8,4	асфальтобетон	nk = 18, 4,8 = 8° 20	13,26	1,45
	(30)	булыжное шоссе	nk = 18, 11,5 = 8° 20	31,77	3,46
	16,8	асфальтобетон	nk = 5, 4,8 = 2° 20	0,92	0,12
	(60)	булыжное шоссе	nk = 5, 11,5 = 2° 20	2,21	0,29
Колебания колёс вокруг оси поворотной стойки	8,4	асфальтобетон	fk = 4, 1/c = 0,1°	36,84	57,84
	(30)	булыжное шоссе	fk = 12, 1/c = 0,1°	110,52	173,52
	16,8	асфальтобетон	fk = 2,5 1/c = 0,15°	17,23	27,11
	(60)	булыжное шоссе	fk = 8, 1/c = 0,15°	55,14	86,76
Колебания передней подвески	8,4	асфальтобетон	fk = 3, 1/c = 2,8°	386,04	1214,64
	(30)	булыжное шоссе	fk = 8, 1/c = 2,8°	1031,59	3239,03
	16,8	асфальтобетон	fk = 1,6 1/c fk = 3, 1/c = 2,8° = 3,6°	102,95	416,45
	(60)	булыжное шоссе	fk = 3,5 1/c = 3,6°	225,20	910,98

Максимальная скорость относительного перемещения трущихся деталей зависит от параметров и кинематики рулевого привода и может быть определена по рекомендации Фоллерта Людера:

(23)

где - угловая скорость вращения шарового пальца;

- максимальная амплитуда отклонения.

Результаты расчёта относительной скорости скольжения шарового пальца в наконечнике для рассматриваемых условий приведены в таблице 1.

В этих условиях особую важность приобретает оптимальная жёсткость осевой пружины рулевого шарнира, которая должна превышать инерционные усилия, возникающие от массы рулевых тяг при движении с колебаниями.

Изменение схождения управляемых колёс происходит под действием среднеэксплуатационных нагрузок с интенсивностью, которая зависит от его первоначальной величины. Оно вызвано смещениями в кинематической цепи рулевого привода, которые формируются за счёт упругости деталей и подвижных сопряжении РП с одной стороны и зазорами, вызванными износом и деформацией элементов подвижных сопряжении, а также ослаблением креплений и потерей прочности деталей РП с другой. Изменение величины первоначального схождения колёс проявляется взаимными относительными смещениями звеньев кинематической цепи рулевого привода, которые могут быть приведены к приращению расстояния между дисками управляемых колёс. Процесс формирования смещений в РП рассмотрим в виде схемы, где изображена плоская модель рулевого привода автомобилей рассматриваемого класса. Исследуем вначале этот процесс при допущении, что в рулевом приводе действует усилие 30 даН, достаточное для выбора зазоров и начала деформации РП. При этом, изменение схождения происходит только под действием упругости и зазоров, остальные факторы можно считать постоянными. Тогда, согласно обозначениям (рис. 3) схождение, измеренное как разность расстояний между заокраинами дисков управляемых колёс впереди и сзади передней оси на высоте центров колёс, равно:

(24)

Угол схождение управляемых колес можно выразить:

(25)

где Срп - суммарная упругость элементов рулевого привода, мм/даН; Dрп - суммарная величина зазоров в сопряжениях РП, приходящаяся на единицу приложенного усилия при замере, мм/даН. - коэффициент приведения к высоте центров колёс, учитывающий измерение смещений на высоте РП. ВАЗ, АЗЛК - =1,25, ГАЗ- = 1,30; - коэффициент пропорциональности между величинами схождения, измеренными по разности расстояний и углу поворота управляемых колёс.

ВАЗ (АЗЛК) - = I4·I0-4 рад = 0,08° = 4,8 мин; ГАЗ - = 13,2 I0-4 рад = 0,075° == 4,5 мин.

Рис. 3 Схема формирования смещений в кинематической цепи рулевого привода автомобилей с независимой передней подвеской с обозначением подвижных сопряжении и зазоров в них.

Коэффициент показывает, что смещение в РП на I мм соответствует углу поворота одного управляемого колеса для моделей ВАЗ на 9,6 мин (0,16°) при условии, что второе колесо неподвижно. Величины обоих коэффициентов зависят от углов установки управляемых колёс, конструктивных особенностей рулевого привода и передней подвески, шин и давления воздуха в них.

В дальнейшем исследовании будет использована величина схождения, измеренная по разности расстояний между дисками колёс на высоте рулевого привода (представляет удобство для экспериментальных исследований), т.к. она изменяется на двойную величину смещений в РП:

	(26)
	(27)
	(28)

Знак и величина второго слагаемого зависимостей (24) - (27) определяется величиной и направлением усилия в рулевом приводе, которое вызвано действием моментов на управляемых колёсах и может быть приведено к усилию, приложенному к дискам управляемых колёс в месте измерения величины схождения (рис.3). Подвижные сопряжения рулевого привода находятся на разном расстоянии от заокраин дисков управляемых колёс, между которыми измеряется схождение, поэтому смещения в них должны быть приведены к радиусу диска колеса. Методика приведения и ранжирование коэффициентов изложена автором

(29)

где, согласно обозначениям на схеме рулевого привода (рис. ):

Процесс изменения схождения управляемых колёс по зависимости (29) моделировался на ЭВМ "НАИРИ-2" путём перебора задаваемых значений упругости и зазоров в отдельных сопряжениях РП, допустимые величины которых взяты из инструктивных материалов автомобильных заводов, а также работ и приведены в таблице 2. Моделирование показало, что суммарное действие допустимых величин перечисленных параметров при усилии в РП до 50 даН может вызвать смещение в кинематической цепи рулевого привода до 10,68 мм, т.е. изменить схождение на величину, в 3-5 раз большую начального значения, и вызвать поворот управляемых колёс до 150·10-4 рад (0,85°) каждое. Однако линейный характер зависимости (29) вносит существенную погрешность в оценку влияния зазоров в сопряжениях, упругости и усилия в РП на изменение схождения и поворот управляемого колеса. Поэтому, на основании анализа физической сущности процесса формирования смещений в РП и