Diplomová práce: auto řídící auto. Výpočet prvků řízení vypočtení plynového řízení

A. A. YENEEV.

Auta.

Návrh a výpočet

Řízení řízení

Příručka pro výuku

BratSK 2004.

2. Jmenování, požadavky a klasifikace ... 3. Výběr způsobu otáčení automobilů ......... 4. Vyberte schéma řízení .................. 5. Mechanismy řízení ....................................... .. 5.1. Jmenování, požadavky, klasifikace ............... ... 5.2. Odhadované parametry mechanismu řízení ............ .. 5.3. Vyberte typ mechanismu řízení ............................ 5.4. Materiály používané pro výrobu mechanismů řízení .......................................... ............... ... 6. Řídící pohony .............................................. .... 6.1. Jmenování, požadavky, klasifikace ............... ... 6.2. Odhadované parametry řízení ............... .. 6.3. Výběr typu volantu ............................... 6.4. Materiály použité pro výrobu pohonů řízení .......................................... ....................... 7. Posilovače řízení .................. .. 7.1. Jmenování, požadavky, klasifikace ............... ... 7.2. Odhadované parametry zesilovače řízení ............................................ ............................ 7.3. Výběr schématu rozložení rozložení .................. ... 7.4. Čerpadla zesilovače .......................................... ... 7.5. Materiály používané pro výrobu zesilovačů čerpadla .......................................... ............... ... 8. Výpočet řízení ........................ ... 8.1. Kinematický výpočet volantu ................ 8.2. Přenosový počet řízení ................ 9. Výpočet ticha řízení ......... ... 9.1. Úsilí na volantu .................................... 9.2. Úsilí vyvinuté zesilovačem válce ............ .. 9.3. Snaha na kolech při brzdění ..................... ... 9.4. Úsilí o příčné a podélné trakce ............... 10. Hydraulický výpočet zesilovače ............... 11. Výpočet pevnosti řízení. 11.1. Výpočet mechanismů řízení .............................. ... 11.2. Výpočty pohonů řízení .................................

Design a výpočet ovládacích prvků řízení je jedním ze součástí projektu kurzu na disciplíně "automobilů".

V první fázi návrhu kurzu je nutné provést trakční výpočet a prozkoumat provozní vlastnosti automobilu pomocí pokynů "auta". Obecná ustanovení. Výpočet trakce "a poté pokračujte v souladu s úkolem navrhnout a vypočítat jednotku nebo systém podvozku automobilu.

Při navrhování a výpočtu řízení řízení je nutné zvolit doporučenou literaturu, pečlivě přečíst tuto výhodu. Sledování práce na konstrukci a výpočtu řízení řízení je následující:

1. Vyberte způsob soustružení vozidla, schéma řízení, typ řízení řízení, rozložení zesilovače (v případě potřeby).

2. Proveďte kinematický výpočet, výpočet výkonu, hydraulický výpočet zesilovače (pokud je kladivo zesilovače upraveno v řízení).

3. Vyberte rozměry dílů a proveďte výpočet pevnosti.

V této výuce a metodologickém manuálu je podrobně popsáno, jak splnit všechny tyto typy práce.

2. Účel, požadavky a klasifikace

Řízení - Jedná se o sadu zařízení, která slouží k otočení poháněných kol vozu, když je řidič vystaven volantu a skládající se z mechanismu řízení a pohonu (obr. 1).

Mechanismus řízení je součástí volantu z volantu k řízení řízení a volant se otočí na části od řízení řízení k otočnému kolíku.

Obr. 1. Schéma řízení:

1 - volant; 2 - Hřídel řízení; 3 - sloupec řízení; 4 - Převodovka; 5 - Bump; 6 - Longitudinal. kravata; 7 - otočný kolík; 8 - rameno otočného kolíku; 9 - boční páka; 10 - Příčný tah

K řízení řízení jsou uvedeny následující požadavky:

1) Zajištění vysoké manévrovatelnosti motorová vozidlana kterém jsou možné strmé a rychlé otáčky na relativně omezených oblastech;

2) Snadná kontrola, validace síly aplikované na volant.

Pro osobní automobily Bez zesilovače je tato síla 50 ... 100 N, a s zesilovačem - 10 ... 20 N. Pro nákladní automobily, síla na volantu je regulována: 250 ... 500 H - pro řízení bez zesilovače; 120 h - pro řízení s zesilovačem;

3) spalování řízených kol s minimální boční expanzí a posuvné, když se auto otáčí;

4) Přesnost sledovacího působení, především kinematický, ve kterém daný volant bude odpovídat plně definovanému předem vypočítanému zakřivení otáčení;

Mechanismy řízení automobilů - Jedná se o mechanismy, které jsou navrženy tak, aby poskytovaly pohyb vozu správným směrem, a jeho zpomalení nebo zastavení v případě potřeby. Mezi řídicí mechanismy zahrnují systém řízení a automobilové brzdy.

Řízení auto - tohle jekombinace mechanismů podávaných pro rotaci řízených kol, poskytujeauto provozve specifikovaném směru. Přenos výkonu volantu k řízených kolech poskytuje pohon volantu. Pro usnadnění řízení automobilu, zesilovače posilovače řízení , strojní volant Světlo a pohodlné.

1 - příčný tah; 2 - nižší páka; 3 - otočný kolík; 4 - Top páka; 5 - podélná trakce; 6 - posilovač řízení; 7 - Řízení; 8 - Hřídel řízení; 9 - Volant.

Princip provozu řízení

Každé řízené kolo je instalováno na otočné pěsti, připojené k přední nápravě o sto, která je pevně připevněna k přední nápravě. Při otáčení ovladače volantu je síla přenášena pomocí tahu a páky na otočných pěstech, které se otáčí do určitého úhlu (nastavuje ovladač), změnou směru pohybu vozidla.

Řídící mechanismy, zařízení

Řízení se skládá z následujících mechanismů:

1. Mechanismus řízení - zpomalení přenosu, transformace otáčení hřídele volantu do otáčení hřídele hřídele. Tento mechanismus zvyšuje sílu aplikovanou na volant Řidič usnadňuje jeho práci.
2. pohon volantu -systém tahu a pák v kombinaci s mechanismem řízení otočí auto.
3. Zesilovač volantu (ne na všech vozech) -používá se ke snížení úsilí potřebného pro rotaci volantu.

1 - volant; 2 - Pouzdro ložisek hřídele; 3 - ložisko; 4 - Hřídel volantu; 5 - kardanový hřídel řízení; 6 - touha trapéz; 7 - tip; 8 - myčka; 9 - závěs prstu; 10 - Cross. cardanian Vala; 11 - Posuvná zástrčka; 12 - špička válce; 13 - těsnící kroužek; 14 - Tip matice; 15 - válec; 16-tah se zásobou; 17 - těsnící kroužek; 18 - Podpora kruhu; 19 - Cuff; 20 - lisovací kroužek; 21 - matice; 22 - Ochranná spojka; 23 - touha trapéz; 24 - Maslenka; 25 - tyčový hrot; 26 - Zámek kroužku; 27 - Zástrčka; 28 - Jaro; 29 - Koučovací prameny; 30 - těsnící kroužek; 31 - horní vložka; 32 - Finger Ball; 33 - dolní vložka; 34 - podšívka; 35 - Ochranná spojka; 36 - Páka otočná pěst; 37 - Otáčení pěstí.

Řídicí zařízení:

1 - tělo cívky; 2 - těsnící kroužek; 3 - válcování pístu; 4 - manžeta; 5 - mechanismus řízení; 6 - sektor; 7 - Zástrčka plnicího otvoru; 8 - červ; 9 - Boční kryt klikové skříně; 10 - kryt; 11 - Cork. vypouštěcí otvor; 12 - Objímka je spacer; 13 - Ložisko jehly; 14 - posilovač řízení; 15 - touha pro řízení řízení; 16 - Hřídel mechanismu řízení; 17 - Cívka; 18 - jaro; 19 - PLINGER; 20 - Pokrytí skříně cívky.

Olejová nádrž. 1 - Tankvový sbor; 2 - Filtr; 3 - Pouzdro filtru; 4 - obtok ventilu; 5 - kryt; 6 - SAPUN; 7 - Zástrčka krku plniva; 8 - kruh; 9 - Sací hadice.

Čerpadlo zesilovacího mechanismu. 1 - kryt čerpadla; 2 - stator; 3 - Rotor; 4 - tělo; 5 - Jehlové ložisko; 6 - spacer; 7 - kladka; 8 - válec; 9 - Sběratel; 10 - Distribuční disk.

Schematický diagram. 1 - Potrubí tlaku chrámu; 2 - Mechanismus řízení; 3 - Čerpadlo zesilovacího mechanismu; 4 - vypouštěcí hadice; 5 - olejová nádrž; 6 - sací hadice; 7 - injekční hadice; 8 - Výztužný mechanismus; 9 - Hadice.

Automobilové řízení Kamaz.

1 je pouzdro regulačního ventilu hydraulického činidla; 2 - Chladič; 3 - kardanový hřídel; 4 - sloupec řízení; 5 - Potrubí nízký tlak; 6 - vysokotlaké potrubí; 7- nádrž hydraulický systém; Hydraulický spínač 8 čerpadla; 9 - Šálek; 10 - Longitudinální tah; 11 - Mechanismus řízení s hydraulickým činidlem; 12 - Rohová převodovka.

Mechanismus řízení auta Kamaz:

1 - Jet Plunger; 2- řídicí ventil pouzdro; 3 - olověné ozubené kolo; 4 - otrokové převodové kolo; 5, 22 a 29-stop kroužky; 6 - rukáv; 7 a 31 - Stubborn Colas K ", 8 - těsnící kroužek; 9 a 15 - obvazy; 10 - obtokový ventil; 11 a 28 - kryty; 12 - Carter; 13 - hrabivý píst; 14 - Zástrčka; 16 a 20 - ořechy; 17 - Chute; 18 - míč; 19 - Sektor; 21 - Zamkávací myčka; 23 - tělo; 24 - tvrdohlavé ložisko; 25 - PLINGER; 26 - Cívka; 27- nastavovací šroub; 30- úpravná podložka; 32-přepíná sektor hřídele.

Auto řízení zil;

1 - hydraulické elektrické čerpadlo; 2 - čerpadla nádrž; 3 - nízkotlaká hadice; 4 - vysokotlaká hadice; 5 sloupce; 6 - kontaktní zařízení signál; 7 - Switch rotačního ukazatele; osm kardanový závěs; 9 - kardanový hřídel; 10 - mechanismus řízení; 11 - Šálek.

Automobil řízení MAZ-5335:

1 - Podélná trakce řízení; 2- posilovač řízení; 3 - šálek; 4 - mechanismus řízení; 5- kardanový řídící závěs; 6 - Hřídel řízení; 7 - volant; 8 - příčné řízení; 9- levá páka příčná trakce řízení; 10 - Otočná páka.

Jak bylo uvedeno výše, řízení s zesilovačem je elementární automatický řídicí systém s tuhou zpětnou vazbou. S nepříznivou kombinací parametrů může být systém tohoto typu nestabilní tento případ Nestabilita systému je vyjádřena v automatických oscilacích řízených kol. Takové oscilace byly pozorovány na některých experimentálních vzorcích domácích automobilů.

Úkolem dynamického výpočtu je najít podmínky, za kterých nemohlo vyskytnout samosvětlení, pokud jsou známy všechny nezbytné parametry vypočítat, nebo odhalit, jaké parametry by měly být změněny, aby zastavily self-oscilace na experimentálním vzorku, pokud jsou pozorovány.

Náhled fyzická esence Proces oscilace řídicích kol. Znovu se obrátit na schéma zesilovače zobrazeného na Obr. 1. Zesilovač může být zahrnut jako řidič, když je úsilí aplikováno na volant a řízená kola od otřesů ze silnice.

Jak ukazují experimenty, takové oscilace se mohou vyskytnout během přímého pohybu automobilu při vysoké rychlosti, na otáčkách při jízdě při nízké rychlosti, stejně jako při otočení kola na místě.

Zvážit první případ. Když se řízené kolo otáčí z cesty z cesty nebo z jakéhokoli důvodu, se tělo dávkovače začne posouvat vzhledem k cívce, a jakmile je mezera δ 1 eliminována, kapalina bude zahájena tekutina do Power Cylinder dutina. Volant a posilovač řízení je považováno za pevný tlak v dutině A se zvýší a zabraňuje pokračování otáčení. Vzhledem k pružnosti gumových hadic hydraulického systému a pružnosti mechanických spojů zaplnění dutiny kapalinou (pro vytvoření pracovního tlaku), je třeba určitou dobu, během něhož bude řízená kola mít čas se obrátit na nějaký úhel. Při působení tlaku v dutině se kola začnou otáčet na druhou stranu, dokud se cívka nebere neutrální polohu. Pak se tlak snižuje. Síla setrvačnosti, stejně jako zbytkový tlak v dutině a otočte řízená kola z neutrální polohy vpravo a cyklus se opakuje ze správné dutiny.

Tento proces je znázorněn na Obr. 33, A a b.

Úhel θ 0 odpovídá tomuto otáčení řízených kol, ve kterém síla přenášená řídícím pohonem dosáhne hodnoty nezbytnou pro pohyb cívky.

Na Obr. 33, závislost p \u003d f (θ) se zobrazí, postavená křivkou. 33, A a b. Protože zdvih tyče může být považována za lineární funkci úhlu otáčení (v důsledku malkosti úhlu θ max), graf (obr. 33, C) může být považován za ukazatel diagramu zesilovače napájecího válce . Oblast ukazatele schématu určuje práci vynaloženou zesilovačem k rock řízených kol.

Je třeba poznamenat, že popsaný proces lze pozorovat pouze v případě, že volant zůstává stacionární, když jsou volant kola oscilace. Pokud se volant otáčí, zesilovač se nezapne. Například zesilovače s ovladači distributorů z úhlového posunutí horní části hřídele řízení relativně mají obvykle tuto vlastnost a nezpůsobují auto-OSCILPS

Při otočení řízených kol na místě nebo když se auto pohybuje nízkou rychlostí, oscilace způsobené zesilovačem se liší povahy od tlaku, kterými se během těchto oscilací zvyšují pouze v jedné dutině. Schéma indikátoru pro tento případ je znázorněn na Obr. 33, G.

Takové oscilace mohou být vysvětleny následovně. Pokud v té době odpovídající otáčení kol do určitého úhlu θ R, zpožďte volant, pak se řízená kola (pod účinností setrvačnosti a zbytkový tlak pro výkon v elektrickém válci) bude i nadále pohybovat a otočit se do úhlu θ r + θ max. Tlak v elektrickém válci klesne na 0, protože cívka bude v poloze odpovídající otáčení kol v úhlu θ r. Poté se síla pružnosti pneumatiky začne otáčet kolo řízené kola v opačném směru. Když se kolo otáčí zpět do úhlu θ r, zesilovač zapne. Tlak v systému začne okamžitě vstát, ale po chvíli, pro který se řízené kolo může otočit na úhel θ r -θ max. Otáčejte doleva v tomto bodě se zastaví, protože napájecí válec vstoupí do práce a cyklus se bude opakovat nejprve.

Typicky je práce zesilovače určená oblastí indikátorových grafů, je zanedbatelné ve srovnání s prací tření v hromadných, řízeních a gumových sloučeninách, a samo-oscilace nejsou možné. Když je oblast indikátorových diagramů velká, a práce, které jsou stanoveny, srovnatelné s prací tření, je pravděpodobné nešťastné oscilace. Takový případ je vyšetřen níže.

Chcete-li najít podmínky stability systému, máme pro to omezení:

1. Ovládaná kola mají jeden stupeň svobody a mohou být otočeny pouze kolem squash v mezeře v distributorovi zesilovače.
2. Volant je pevně upevněn v neutrální poloze.
3. Spojení mezi koly je naprosto těžké.
4. Hmotnost cívky a částí spojujících s řídicími kotouče je zanedbatelná.
5. Třecí síly v systému jsou úměrné prvním stupni úhlové rychlosti.
6. Ztuhlost systémových prvků je konstantní a nezávisí na hodnotě odpovídajících posunutí nebo deformacích.

Zbývající přijaté předpoklady jsou sjednány během prezentace.

Níže jsou stabilita řízení s hydraulickými motory namontované pro dva možné možnosti: s dlouhou zpětnou vazbou a krátkým.

Strukturální a vypočítaný schéma první možnosti je znázorněn na Obr. 34 a 35 pevných linií, druhého baru. V prvním provedení, zpětná vazba působí na distributora poté, co výkonový válec otočil řízené kola. S druhým provedením se pouzdro dávkovače pohybuje, vypne zesilovač současně s proudem výkonového válce.

Za prvé, zvažte každý prvek diagramu s dlouhou zpětnou vazbou.

Řešení řízení (Na konstrukčním schématu není zobrazeno). Otočte volantem na nějaký malý úhel a způsobuje sílu T C v podélném tahu

T c \u003d c1 (αi r.m l c - x 1), (26)

kde C1 je tuhost hřídele řízení a podélného tahu podél níže; L C - Délka tuku; x 1 - pohyb cívky.

Distributor. Chcete-li řídit řízení rozváděče, vstupní hodnota je t c, výstup je posun cívky x 1. Rovnice pohonu, s přihlédnutím k zpětné vazbě v úhlu otáčení řízených kol θ a tlakem v systému P, má následující formulář na TC\u003e T N:

(27)

kde k o.s - koeficient zpětné vazby v rohu otáčení řízených kol; C N - tuhost středových pružin.

Distributor. Osciláty způsobené zesilovačem pohybujícího se auta jsou spojeny s alternativním začleněním jedné, pak dalšími dutin výkonového válce. Distributorová rovnice v tomto případě má formulář

kde q je množství tekutiny vstupující do potrubí výkonového válce; x 1 -θl s k o.s \u003d Δx - posun cívky v případě.

Funkce F (Δx) je nelineární a závisí na konstrukci cívky distributora a výkonu čerpadla. V obecném případě, s danou charakteristikou čerpadla a konstrukcí distributora, množství kapalné q vstupujícího do výkonového válce závisí na jak Δx cívky v případě, tak na tlakovém rozdílu Δp na vstupu do distributor a výstup z ní.

Distributoři zesilovače jsou navrženy tak, že na jedné straně mají relativně velké technologické tolerance na lineárních rozměrech, mají minimální tlak v systému s neutrální polohou cívky, a na druhém, minimálním posun cívky zesilovače do akce. V důsledku toho je distributor cívky zesilovače podle charakteristického Q \u003d f (Δx, ΔP) v blízkosti ventilu, tj. Hodnota q nezávisí na tlaku Δp a je pouze funkce posunutí cívky. S ohledem na směr výkonového válce bude vypadat, jak je znázorněno na Obr. 36, a. Tato vlastnost je charakteristická pro reléové spojení automatických řídicích systémů. Linearizace těchto funkcí byla prováděna podle způsobu harmonické linearizace. V důsledku toho se dostaneme za první schéma (obr. 36, a)

kde Δx 0 je posun cívky v pouzdru, při kterém začíná prudký nárůst tlaku; Q 0 - množství tekutiny vstupující do tlakového potrubí na překrývajících se pracovních svorek; A - maximální zdvih cívky v pouzdru, určená amplitudou oscilací řízených kol.

Potrubí. Tlak v systému je určen množstvím vloženým do tlakového potrubí kapaliny a pružnosti dálnice:

kde x 2 je zdvih pístu výkonového válce, kladný směr směrem k tlaku tlaku; C 2 - hromadná tuhost hydraulického systému; C R \u003d DP / DV G (v R \u003d objem tlakového dálničního hydraulického systému).

Energetický válec. Zatím se zdvih pevnosti válce stanoví úhel otáčení poháněných kol a deformací komunikační části výkonového válce s řízenými koly a bodem podpěry

(31)

kde L2 je rameno úsilí výkonového válce vzhledem k osám otočných kol; C 2 - tuhost upevnění výkonového válce, znázorněným na tyč výkonu válce.

Řízená kola. Rovnice otáčení řízených kol vzhledem k pussher má druhý řád a obecně řečeno, je nelineární. Vzhledem k tomu, že oscilace řízených kol dochází při relativně malých amplitudech (do 3-4 °), lze předpokládat, že stabilizační momenty způsobené pružností pryže a sklonem Kingle, jsou úměrné prvním stupni Úhel otáčení řízených kol a tření v systému závisí na prvním stupni rohu otáčení koleček kol. Rovnice v lineárně vypadá takto:

kde j je moment setrvačnosti řízených kol a částí, pevně souvisejícího se s osami krále. G je koeficient charakterizující ztřeště ztráty v pohonu volantu, hydraulického systému a pneumatikám koleček; N je koeficient charakterizující účinek stabilizačního momentu vyplývajícího z naklápění pneumatik a pružnosti pryže pneumatiky.

Rigidita řídícího pohonu v rovnici se nebere v úvahu, protože se má za to, že oscilace jsou malé a vyskytují v intervalu úhorů, ve kterém je skříň cívky pohybuje na vzdálenost menší než celé otáčky nebo rovno k tomu. Kus of FL2 P určuje hodnotu momentu vytvořeného výkonovým válcem vzhledem k pivotě a produkt f Radi l E k o.С P je reakční síla od zpětné vazby strana hodnotou stabilizačního momentu. Vliv momentu vytvořeného středícími pružinami může být zanedbán díky svému malému porovnání se stabilizací.

Kromě výše uvedených předpokladů je tedy v systému překrývají následující omezení:

1. Úsilí v podélném tahu jsou lineárně závislé na přelomu hřídele věže, tření v závěsu podélné trakce a v pohonu do cívky chybí;
2. distributor je spojen s reléovou charakteristikou, tj. K určitému posunutí Δx 0 cívky v pouzdru, kapalina z čerpadla nevstoupí do výkonového válce;
3. tlak v tlakové potrubí a výkonový válec je přímo úměrný nadměrnému objemu tekutiny vstoupil do dálnice, tj. Výrobní tuhost hydraulického systému C je konstantní.

Uvažovaný řídicí obvod řízení s hydraulickým zesilovačem je popsán systémem sedmi rovnic (26) - (32).

Studie stability systému byla provedena za použití algebraického kritéria Raus Gurvitsa..

Pro to se vyrábí několik transformací. Charakteristická rovnice systému a její stabilita, která je určena následující nerovnost:

(33)

Z nerovnosti (33) vyplývá, že v A≤X 0 oscilací nejsou možné, protože negativní člen nerovnosti je 0.

Amplituda pohybu cívky v pouzdru v dané trvalé amplitudy oscilací řízených kol θ max je z následujícího vztahu:

(34)

Pokud se s úhlem θ max, tlak p \u003d p max, pak pohyb A závisí na poměru těsnosti středních pružin a podélného tahu CN / C 1, plocha reaktivních pístů F Re, Předběžnou kompresní sílu středních pružin T N a koeficient K OS. Čím větší je poměr C N / C1 a oblast proudových prvků, tím je pravděpodobnější, že hodnota A bude menší než hodnota Δx 0, a samosvětjové jsou nemožné.

Tato cesta eliminace self-oscilací však není vždy možné, jako zvýšení tuhosti středních pružin a velikost proudových prvků, zvyšující sílu na volantu, ovlivňují ovladatelnost vozu a Snížení tvrdosti podélného tahu může přispět k výskytu vibrací typu ShiMMI.

Ve čtyřech z pěti pozitivních členů nerovnosti (33) zahrnuje faktor v parametru tyče, charakterizující tření v řízení, gumové pneumatiky a tlumení v důsledku tekutých tekutin v zesilovači. Typicky je konstruktor obtížné změnit tento parametr. Jako továrna v negativním termínu, průtok tekutiny Q 0 a koeficient zpětné vazby K O.S. S poklesem jejich hodnot se snižuje tendence k self-oscilaci. Hodnota Q 0 se nachází v blízkosti výkonu čerpadla. Tak, aby se odstranil samosvlizující způsobený zesilovačem během pohybu vozu, je nutné:

1. Zvýšení tuhosti středních pružin nebo zvýšení oblasti tryskových pístů, pokud je to možné, podle podmínek snadného řízení.
2. Snížení výkonu čerpadla bez spouštění rychlosti otáčení řízených kol pod minimálně přípustnou.
3. Snížení koeficientu amplifikace zpětné vazby K O.S., tj. Snížení zdvihu cívky trupu (nebo cívky) způsobeného otáčením řízených kol.

Pokud tyto metody nelze eliminovat samorozcilací, pak je nutné změnit rozvržení rozvržení nebo zadat speciální klapku pro oscilaci (kapalný nebo suchý třecí klapka) do systému řízení s zesilovačem. Zvažte další možnou volbu pro pokládku zesilovače autem s menším sklonem k excitaci samosvětlování. Rozlišuje se od předchozí kratší zpětnou vazbu (viz řádek na obr. 34 a 35).

Distributorové rovnice a pohon se liší od odpovídajících rovnic předchozího schématu.

Rovnice pohonu k distributorovi je zobrazeno na TC\u003e T N:

(35)

2 rovnice distributora

(36)

kde IS je kinematický převodový poměr mezi pohybem cívky distributora a odpovídajícím pohybem kmenové válce.

Podobná studie nového systému rovnic vede k následující podmínce pro nepřítomnost samosvětlení v systému krátkodobě zpětné vazby.

(37)

Výsledná nerovnost se liší od nerovnosti (33) zvýšenou hodnotu pozitivních členů. V důsledku toho jsou všechny pozitivní podmínky negativní s reálnými hodnotami parametrů, které jsou součástí uvedených v nich, takže systém s krátkou zpětnou vazbou je téměř vždy stabilní. Tření v systému charakterizovaném parametrem R lze snížit na nulu, protože čtvrtý pozitivní člen nerovnosti neobsahuje tento parametr.

Na Obr. 37 Křivky závislosti na třecích hodnotách potřebných pro odpadové oscilace v systému (parametr D) na výkonu čerpadla vypočítaného vzorcem (33) a (37) jsou uvedeny.

Zóna stability pro každou z zesilovačů je mezi osou ordinátu a odpovídající křivky. Při výpočtu amplitudy oscilací cívky v případě, to bylo minimálně možné od stavu zapnutí zesilovače: a≥Ax 0 \u003d 0,05 cm.

Zbývající parametry obsažené v rovnicích (33) a (37) měly následující hodnoty (což přibližně odpovídá řízení řízení truck Nosnost 8-12 T.): J \u003d 600 kg * cm * sec 2 / ráda; N \u003d 40 000 kg * cm / šťastný; Q \u003d 200 cm 3 / s; F \u003d 40 cm 2; L 2 \u003d 20 cm; L 3 \u003d 20 cm; c r \u003d 2 kg / cm 5; C1 \u003d 500 kg / cm; C 2 \u003d 500 kg / cm; C n \u003d 100 kg / cm; F r2 \u003d 3 cm 2.

Zesilovač s dlouhou zpětnou vazbou je zóna nestability leží v rozsahu reálných hodnot parametru g, zesilovač s krátkou zpětnou vazbou - v rozsahu neinstalovaných hodnot parametrů.

Zvažte oscilace řízených kol, které vyplývají z obratů na místě. Schéma indikátoru výkonového válce během takových oscilací je znázorněno na OBR. 33, závislost množství tekutiny vstupu v elektrickém válci na pohyb cívky v pouzdru dávkovače je zobrazena na OBR. 36, b. Během těchto oscilací se mezera Δx 0 v cívce již eliminuje otáčením volantu a při sebemenším posunu cívky způsobuje průtok tekutiny do výkonového válce a růst tlaku v něm.

Linearizace funkce (viz obr. 36, C) dává rovnici

(38)

Nové rovnice (32) bude v tomto případě stanovena tím, že akce stabilizačního momentu, ale brutality pneumatik pro kroucení v kontaktu. Může být přijat pro systém považovaný za příklad N \u003d 400 000 kg * cm / potěšen.

Stabilita stability pro dlouhodobý systém může být získán z rovnice (33) nahrazením do něj namísto exprese Výrazy (2q 0 / πa).

V důsledku toho se dostaneme

(39)

Členové nerovnosti (39) obsahující parametr A v nulátoru snižuje se snížením amplitudy oscilací a počínaje určitými dostatečně malými hodnotami A, mohou být opomíjeny. Stav stability je pak vyjádřen v jednodušší formy:

(40)

S aktuálním poměrem parametrů není nerovnost pozorována a zesilovače složené podle diagramu s dlouhou zpětnou vazbou, téměř vždy způsobují auto-oscilace řízených kol při zapnutí na místě s určitou amplitudou.

Chcete-li tyto oscilace eliminovat bez změny typu zpětné vazby (a v důsledku toho uspořádání zesilovače) může být sníženo do určité míry změna ve tvaru vlastností q \u003d f (Δx), což mu dává náklonu (viz Obr. 36, D) nebo významný nárůst tlumení v systému (parametr D). Technicky existují speciální píkazy na pracovních okrajech cívek pro změnu formy vlastností. Výpočet systému pro stabilitu s takovým distributorem je mnohem složitější, protože předpoklad, že množství kapalného q vstupu do výkonového válce závisí pouze na posunu Δx cívky, nemůže již být přijato, protože pracovní segment Pracovní štěrbiny jsou nataženy a počet příchozí tekutiny Q v této sekci také závisí na poklesu tlaku v systému do cívky a po něm. Způsob zvyšování tlumení je popsán níže.

Zvažte, co se stane při zapnutí na místě, pokud se provádí krátká zpětná vazba. V rovnici (37) výrazu [(4π) (q 0 / a)] √ by měl být nahrazen výrazem (2 / π) * (q 0 / a). V důsledku toho dostaneme nerovnost

(41)

S výjimkou, jako v předchozím případě členové obsahující částku a v Čitateli, dostaneme

(42)

V nerovnosti (42) je negativní termín o řádu menší než v předchozím, a proto v systému s krátkou zpětnou vazbou v reálných kombinacích automatického oscilace se nenastávají.

Aby se dosáhlo dobře stabilního systému řízení s hydraulicka, měla by být zpětná vazba pokryta pouze téměř ne-indikačními vazbami systému (obvykle napájecího válce a souvisejících spojovacích dílů přímo). V nejtěžších případech, kdy není možné dodržovat energetický válec a distributor v těsné blízkosti jedné z ostatních pro čištění automatického kmitání do systému, hydrodempeffhers (tlumičové tlumiče) nebo hydraulické válce - zařízení vysílající kapalina v elektrickém válci nebo zpět pouze pod působením tlaku od distributora.

Zatížení a napětí působící v části řízení mohou být vypočteny nastavením maximální síly na volantu nebo stanovení této síly k maximálnímu odolnosti vůči rotaci řízených kol řízených vozidel na místě (což je vhodnější). Tyto zatížení jsou statické.

V mechanismus řízení Vypočítejte volant, hřídel řízení a řízení.

Maximální úsilí volant Pro řízení řízení bez zesilovačů - \u003d 400 h; Pro auta se zesilovači -
\u003d 800 N.

Při výpočtu maximálního úsilí na volantu k maximálnímu odolnosti vůči otáčení řízených kol na místě odolnosti může být tah stanoven empirickou závislostí:

, (13.12)

kde -Caffefing při otáčení řízeného kola na místě;
- zatížení na kole;
- tlak vzduchu v pneumatice.

Snaha na volantu pro zapnutí na místě se vypočítá vzorec:

, (13.13)

kde
- úhlový převodový poměr řízení;
- Volant Wirdradius;
- Řízení CPD.

Podle předem určené nebo nalezené síly na volantu se vypočítají zatížení a napětí v části řízení.

Paprsky volant se vypočítá na ohybu, za předpokladu, že síla na volantu je rozdělena mezi paprsky rovnoměrně. Ohýbání napětí paprsků jsou určeny vzorcem:

, (13.14)

kde
-Tlin jehly;
- průměr jehel;
- Specz.

Řízení val. Typicky provést tubulární. Hřídel pracuje pro twist, načítání momentu:

. (13.15)

Napínací napětí trubkového hřídele se vypočítá vzorec:

, (13.16)

kde
,
-Ador a vnitřní průměry hřídele, resp.

Přípustná napětí řízení hřídele řízení - [
] \u003d 100 MPa.

Hřídel řízení je také testováno na tuhost kolem rohu kroucení:

, (13.17)

kde
-Tlinový hřídel;
- Elasticita modulu 2. druhu.

Platný úhel zkroucení - [
] \u003d 5 ÷ 8 ° na metr délky hřídele.

V Řízení červů Globální červ a válec se počítají na kompresi, kontaktní napětí v záběru, při kterém je stanovena vzorcem:

, (13.18)

kde - chirurgie, působící na červ;
- oblast kontaktu jednoho horského hřebene s červem; -Výrobka válce.

Axiální síla působící na červ je vypočtena vzorcem:

, (13.19)

kde - počáteční poloměr červu v nejmenší části;
- Úhel zvedání kormidla šneku.

Oblast kontaktu jednoho horského hřebenu s červem může být stanovena vzorcem:

kde a - válečkové a šnekové záběry; a
- Úhly válečkových a červů.

Přípustné kompresní napětí - [
] \u003d 2500 ÷ 3500 MPa.

V vinograde přenos Dvojice "šroubovák - kulová matice" je kontrolována pro kompresi, s přihlédnutím k radiálnímu zatížení na jedné míči:

, (13.21)

kde
– počet zatáček;
– počet kuliček na jednom zatáčku (s plnou náplní drážky);
– kontaktní úhel koule s drážkami.

Síla koule je určena kontaktním napětím vypočítaným vzorcem:

, (13.22)

kde
– koeficient zakřivení kontaktních povrchů; – modul pružnosti 1. druhu;
a
– průměry kuličky a drážky, resp.

Přípustná kontaktní napětí [
] \u003d 2500 ÷ 3500 MPa.

V páru "reik - sektor" se ohýbací zuby a kontaktní napětí vypočítávají podobně s válcovým záběrem. V tomto případě je obvodová síla na zuby odvětví (v nepřítomnosti nebo nefungujícím zesilovači) stanovena vzorcem:

, (13.23)

kde - Poloměr počátečního obvodu odvětví.

Platné napětí - [
] \u003d 300 ÷ 400 MPa; [
] \u003d 1500 MPa.

Řízení spěchu Stejným způsobem.

V Řídící jednotka Vypočítejte hřídel hřídele řízení, řízení, prstem hmoty řízení, podélných a příčných regulačních tyčí, otočné páky a páky otočných pěstmi (otočná dráha).

Strom řízení Bump. Vypočítat pro twist.

V nepřítomnosti napětí zesilovače je věžový hřídel určen vzorcem:

, (13.24)

kde - průměr šálek hřídele.

Platné napětí - [
] \u003d 300 ÷ 350 MPa.

Výpočet Cushka Výdaje na ohýbání a twist v nebezpečné sekci ALE-ALE.

V nepřítomnosti zesilovače, maximální síla působící na míčovém prstu z podélné trakce řízení je vypočtena vzorcem:

, (13.25)

kde - Školení středisek hlavy hlavy řízení.

Napětí ohýbání polštáře je určeno vzorcem:

, (13.26)

kde - horní ohýbání ramene; a. a b. - Velikosti průřezu.

Napínací napětí otvoru je určeno vzorcem:

, (13.27)

kde - Breaking.

Platná napětí [
] \u003d 150 ÷ \u200b\u200b200 MPa; [
] \u003d 60 ÷ 80 MPa.

Míč prst cushkin. Vypočítat na ohýbání a plátek v nebezpečné sekci B.-B. A na zmačkaný mezi korunkou podélného řízení.

Silné nitě ohýbání napětí vypočtené vzorcem:

, (13.28)

kde e. - ohýbání prstů;
Průměr průměru v nebezpečné části.

Nestapní napětí prstu jsou určeny vzorcem:

. (13.29)

Stres zmučené prstem se vypočítá vzorec:

, (13.30)

kde - Průměr míče hlavy prstu.

Platné napětí - [
] \u003d 300 ÷ 400 MPa; [
] \u003d 25 ÷ 35 MPa; [
] \u003d 25 ÷ 35 MPa.

Výpočet kulových prstů podélného a příčného řízení Provádí se podobně jako výpočet míčového prstu řídícího věže, s přihlédnutím k aktuálním zatížením na každém prstu.

Podélné řízení Vypočítat na kompresi a podélné ohýbání.

N. Úpravy komprese jsou určeny vzorcem:

, (13.31)

kde
- plocha průřez trakce.

S podélným ohybem se v tyči vyskytují kritické namáhání, které jsou vypočteny vzorcem:

, (13.32)

kde - elasticita modulu 1.; J. - moment setrvačnosti trubicové sekce; - Délka tahu na centrech kulových prstů.

Dodávka stability tahu může být stanovena vzorcem:

. (13.33)

Dodávka stability trakce musí být -
\u003d 1,5 ÷ 2,5.

Křížová řízení naložené silou:

, (13.34)

kde
a - Aktivní délky otočné páky a páka otočného pěsti.

Příčná traťová doprava je vypočtena na kompresi a podélný ohyb stejně jako podélné řízení.

Rotační páka Vypočítat na ohýbání a twist.

. (13.35)

. (13.36)

Platné napětí - [
] \u003d 150 ÷ \u200b\u200b200 MPa; [
] \u003d 60 ÷ 80 MPa.

Rotační páky Kulakov Také počítáno na ohýbání a twist.

Napětí ohybu je určeno vzorcem:

. (13.37)

Napínací napětí se vypočítají vzorcem:

. (13.38)

V nepřítomnosti zesilovače je tedy výpočet pevnosti součástí řízení maximální síla na volantu. S zesilovačem, části řídícího pohonu umístěného mezi zesilovači a řízenými koly jsou navíc naloženy úsilí vyvinuté zesilovačem, který je třeba zvážit při výpočtu.

Výpočet zesilovače Obvykle obsahuje následující kroky:

vyberte typ a rozložení zesilovače;

statický výpočet - Stanovení sil a pohybů, velikosti hydraulického válce a distribučního zařízení, středící pružiny a oblasti proudových komor;

dynamický výpočet - Stanovení zahrnutí zesilovače, analýza oscilací a stability zesilovače;

hydraulický výpočet - Stanovení výkonu čerpadla, průměru potrubí atd.

Zatížení, které působí na řídicím dílům, mohou být odebrány zatížením vznikajícím při řízení poháněných kol na nesrovnalostech silnic, jakož i zatížení vznikající v pohonu volantu, například při brzdění v důsledku nerovných brzdových sil na řízených kolech nebo při porušení pneumatik jednoho z kontrolovaných kol.

Tyto další výpočty umožňují plně odhadovat pevnostní charakteristiky řídicích dílů.

Řídící jednotkaprezentace systému tahu a páek, slouží k přenosu úsilí z rušného kolíku a implementaci stanovené závislosti mezi úhly otáčení řízených kol. Při navrhování řízení řízení, kinetické a výkonové výpočet pohonu řízení řízení a výpočet pevnosti uzlů a částí řízení.

Hlavním úkolem kinematického výpočtu pohonu řízení je určení úhlů otáčení řízených kol, nalezení převodové poměry Mechanismus řízení, pohon a řízení obecně, volba parametrů lichoběžníkového řízení a koordinace kinematiky řízení a suspenze. Na základě geometrie rotace trolejbusu (obr. 50) za předpokladu, že řízené přední kola válce bez sklouznutí a jejich okamžité otočné středisko leží na křižovatce os rotace všech kol všech kol a vnitřní rohy turn.kola jsou spojena se závislostí:

, (4)

kde - vzdálenost mezi průsečíkovými body osy Kingversu s nosným povrchem.

Obrázek 50. Trolejbus otočného obvodu s výjimkou boční elasticity pneumatik.

Z výsledného exprese (4) vyplývá, že rozdíl v rozích soustružení vnějších a vnitřních kontrolovaných kol by měl být vždy trvalou hodnotou a okamžité středy otáčení trolejbusu (bod 0) musí ležet na pokračování neřízená osa.

S výhradou těchto teoretických podmínek se hmotnost kola trolejbusu na otáčení bude pohybovat bez skluzu, tj. Mají čistou kombinaci. Z trapezia řízení je nutné, aby zajistil, že poměr mezi úhly otáčení řízených kol může být chráněn před geometrií.

Parametry lichoběžného řízení jsou šířka pivotů (obr. 51), vzdálenost p.mezi středy kuličkových závěsů trapézových pák; délka t.a roh θ naklápěcí páky rotačního kolíku. Výběr parametrů trapézu, když je těsně v bočním směru řízených kol začíná definicí úhlu θ naklápěcí páky trapézu. Jsou umístěny tak, že ale -(0.7...0.8,)L. pro zadní místo příčné tahu. Úhel θ lze nalézt maximální teoretické úhly a Podle vzorce:

nebo grafy uvedenými na (obr. 7b). Hodnota úhlu θ \u003d 66 ... 74 ° a poměr délky pák na délku příčného tahu t / n \u003d0,12 .... 0,16. Délka m. Jsou považovány za možné pod podmínkami rozvržení. Pak

.

Obrázek 51. Schéma lichoběžného řízení a závislosti a / L. z l 0 / l 1-3: PLY. m / n. respektive, 0,12; 0,14; 0.16.

Společný kinematický přenosový počet řízení, určených pomocí převodových poměrem mechanismu U M.a jednotka U PC.stejně tak poměr plného úhlu otáčení volantu k rohu kola, který se otáčí od zastavení, dokud se nezastaví

.

Pro normální práce Řízení pohonu Maximální úhly A a A, je uvnitř
. Pro trolejbusy, celkový počet otáček volantu při otáčení řízených kol na 40 ° (± 20 °) z neutrální polohy, by nemělo překročit 3,5 (± 20 °)). = 1260 O) bez vzoru z hlediska úhlu volného otáčení volantu, který odpovídá .

Schématické uspořádání pohonu řízení je prováděno pro určení velikosti a umístění ve scéně prostoru, tahu a pák, stejně jako přenosový počet jednotek. Současně se snaží zajistit simultánní symetrii extrémních poloh oxcy vzhledem k jeho neutrální poloze, jakož i rovnost kinematických převodových poměrů pohonu, když se kola otáčejí vpravo a vlevo. Pokud jsou úhly mezi sloučeninou a podélnou zátěží, stejně jako mezi tahem a rotační pákou v extrémní poloze přibližně stejné, pak se tyto podmínky provádějí.

Úsilí se stanoví v kalkulace síly: nezbytné pro otáčení řízených kol na místě vyvíjejícím válec zesilovače; na volantu s pracovním a nepracujícím zesilovačem; na volantu na straně reaktivních prvků distributora; na kolech při brzdění; Na samostatných částech řízení.

Platnost F.nezbytné pro rotaci řízených kol na horizontálním povrchu trolejbusu, je založena na celkovém okamžiku M σ.na kapli řízených kol:

kde M f.-Momentní odolnost vůči válcování řízených kol při otáčení kolem otočného otáčení; M φ.-Momentní odolnost deformace pneumatik a tření v kontaktu s nosným povrchem v důsledku uklouznutí pneumatik; M β., M φ.-Momenty způsobené příčným a podélným sklonem královny (obr. 8).

Obrázek 52. Pro výpočet momentu odolnosti vůči otáčení kola.

Momentem odolnosti proti válcování řízených kol, když se otáčí kolem squastin, je stanoven závislostí:

,

kde f.- koeficient odolnosti vůči válcování; G 1.– axiální zatížení přenášeny řízenými koly; - Poloměr provozu kola kolem osy čepu: \u003d 0,06 ... 0,08 m; l.-TLIN PIN; r 0.-Creative poloměr kola; λ - roh kolapsu kol; β - Úhel sklonu KKVorn.

Moment odolnosti deformace pneumatik a tření v kontaktu s nosným povrchem v důsledku sklouznutí pneumatik je stanoven závislostí:

,

kde - rameno třecí síly sklouznutí vzhledem k tisku pneumatiky.

Pokud vezmeme, že tlak na oblast otisku je rozdělen rovnoměrně,

,

kde je volný poloměr kola. V případě, kdy.

Při výpočtu koeficientu spojky s nosným povrchem je vybrán maximální φ= 0.8.

Momenty způsobené příčným a podélným sklonem Kingversu jsou stejné:

kde - průměrný úhel otáčení kola; ; γ - Úhel sklonu otočného pivotu.

Úsilí na okraji volantu

,

kde je poloměr volantu; η - červené řízení: η= 0.7…0.85.