В рулевом приводе производится расчет вала сошки,сошки, продольной и поперечной тяг, поворотный рычаг и рычаги поворотных цапф.
Вал рулевой сошки рассчитывается на напряжение кручения:
- при отсутствия усилителя руля-
τкр = ; (9.51)
- при совмещении гидроцилиндра усилителя и рулевого механизма-
τкр = . (9.52)
Вал рулевой сошки изготавливают из легированной стали марок 30, 18ХГТ, 20ХН3А. Допускаемые напряжения на кручение [ τкр ] = 300…350Мпа.
Рулевая сошка рассчитывается на изгиб и кручение в опасном сечении А-А.
Рис. 9.26. Расчетная схема рулевой сошки: А-А, Б-Б-опасные сечения; 1 – палец продольной тяги, 2 - сошка
Максимальное усилие на шаровом пальце от действия продольной тяги при отсутствии гидроусилителя руля равно
|
|
Pсош = (9.53)
максимальное усилие на шаровом пальце от действия продольной тяги при совмещении гидроцилиндра усилителя и рулевого механизма, равно
Pсош = + . (9.54)
Напряжение изгиба и кручения в сечении А-А:
- напряжение изгиба при отсутствии гидроусилителя руля-
σиз = = ; (9.55)
- напряжение изгиба при совмещении гидроцилиндра усилителя и рулевого механизма –
σиз = = + ; (9.56)
- напряжение кручения в сечении А-А при отсутствии гидроусилителя руля-
τкр = = ; (9.57)
- напряжение изгиба в сечении А-А при наличии усилителя, совмещенного цилиндра и рулевого механизма –
τкр = = + ; (9.58)
где l1 – расстояние между осями вала сошки и шарового пальца (рис.9.26);
|
|
l2, l3 – плечи действия силы при изгибе и кручении (рис.9.26).
Рулевые сошки изготавливаются из сталей марок 30, 18ХГТ. Допускаемые напряжения изгиба [ σиз ] = 150…200МПа, допускаемые напряжения кручения [ τкр ] = 60…80МПа.
Шаровый палец 1 крепления продольной тяги к рулевой сошке 2 (рис.9.26) рассчитывается на изгиб и срез в опасном сечении Б-Б и на смятие поверхности контакта с сухарями.
Напряжение изгиба
σиз = ; (9.59)
напряжение среза
σср = ; (9.60)
напряжение смятия
σсм = , (9.61)
где е – плечо изгиба пальца;
dп, dг – диаметры пальца и головки.
Шаровые пальцы продольной и поперечной тяг рассчитываются аналогично с учетом действующих на каждую из них нагрузок и размеров.
Шаровые пальцы изготавливают из стали марок 40Х, 20ХН№А. Допускаемы напряжения изгиба [ σиз ] = 300...400МПа, среза [ σср ]= 25…35МПа и смятия [ σсм ]= 25…35МПа.
Продольная рулевая тяга рассчитывается на сжатие и прдольный изгиб по усилию Pсош (9.53) и (9.54). Напряжение сжатия определяется выражением
σсж = = , (9.62)
где FT - площадь сечения рулевой тяги;
dTн, dTв – наружный и внутренний диаметры трубы продольной тяги.
Критическое напряжение при продольном изгибе можно определить по формуле:
σкр = , (9.63)
где Е – модуль упругости 1-го рода;
I = π( - момент инерции сечения тяги;
lT – длина продольной тяги.
Размеры рулевой тяги должны быть выбраны так, чтобы запас устойчивости
δуст = = (9.64)
не был меньше допустимого значения [δуст] =1,5…2,5.
Продольные рулевые тяги изготавливают из стали марок 20 и 35.
Поперечная рулевая тяга рассчитывается на сжатие и продольный изгиб (9.62). (9.63) и (9.64) по силе нагрузки
P пт = , (9.65)
где lпр, lр – длины плеч поворотного рычага и рычага поворотного кулака (рис. 9.27).
Поворотный рычаг рассчитывается на изгиб и кручение по моментам: изгибающему
Mиз = Pсош lпр и крутящему Мкр = Pсош lр.
Напряжения изгиба и кручения
σиз = и τкр = .
Поворотный рычаг изготавливают из стали марок 30, 35, 40. Допускаемые значения изгиба и кручения состаляют [σиз] =150МПа, [τкр] = 60…80МПа.
Рис. 9.27. Схема для расчета поперечной тяги и рулевых рычагов
Рычаги поворотных цапф (рис. 9.27) рассчитывают по силе P ПТ (9.65) на изгиб и кручение с определением напряжений:
σиз = и τкр = .
Рычаги поворотных цапф также изготавливают из стали марок 30, 35, 40. Допускаемые значения изгиба и кручения состаляют [σиз] =150МПа, [τкр] = 60…80МПа.