рулевой механизм транспортного средства со встроенным усилителем

Формула изобретения

1. Рулевой механизм транспортного средства со встроенным усилителем, содержащий корпус, в котором соосно размещены поршень и винт, кинематически связанные шариковинтовой передачей, зубчатую рейку, выполненную на поршне, образующую реечную передачу с зубчатым сектором вала рулевой сошки, отличающийся тем, что в зубьях реечной передачи выполнены пазы, в которых размещен винт, при этом оси поршня и винта лежат в начальной плоскости реечной передачи.

2. Рулевой механизм по п.1, отличающийся тем, что поверхности пазов, выполненных в зубьях рейки и зубчатого сектора, эквидистанты поверхности винта.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к транспортному машиностроению, в частности, к рулевым механизмам со встроенным гидравлическим усилителем.

Наиболее близким техническим решением, выбранным в качестве прототипа, является рулевой механизм транспортного средства со встроенным усилителем, содержащий корпус, в котором соосно размещены поршень и винт, кинематически связанные шариковинтовой передачей, зубчатую рейку, выполненную на поршне, образующую реечную передачу с зубчатым сектором вала рулевой сошки (см. Каталог фирмы ZAHNRAO FABRIK ФРГ, 1985 г.).

Недостатком известного рулевого механизма является то, что он обладает недостаточной надежностью из-за наличия опрокидывающего момента на поршне, обусловленного тем, что начальная плоскость реечной передачи не совпадает с линией действия равнодействующей гидравлических сил, проходящей через центр давления, который расположен на оси поршня. Это приводит к повышенному износу как поршня, так и корпуса, что снижает коэффициент полезного действия (КПД) рулевого механизма.

В основу изобретения поставлена задача создать такой рулевой механизм транспортного средства со встроенным усилителем, в котором новое выполнение рабочего поршня и зубчатого сектора вала рулевой сошки, позволило бы обеспечить повышение надежности и КПД рулевого механизма.

Поставленная задача решается тем, что в рулевом механизме со встроенным усилителем, содержащем корпус, в котором соосно размещены поршень и винт, кинематически связанные шариковинтовой передачей, зубчатую рейку, выполненную на поршне, образующую реечную передачу с зубчатым сектором вала рулевой сошки, в зубьях реечной передачи выполнены пазы, в которых размещен винт, при этом оси поршня и винта лежат в начальной плоскости реечной передачи.

Поверхности, выполненных в зубьях рейки и зубчатого сектора пазов, эквидистантны поверхности винта.

Сопоставительный анализ с прототипом показывает, что заявляемой рулевой механизм транспортного средства отличается тем, что в зубьях реечной передачи выполнены пазы, в которых размещен винт, при этом оси поршня и винта лежат в начальной плоскости реечной передачи.

Поверхности, выполненных в зубьях рейки и зубчатого сектора пазов, эквидистанты поверхности винта.

Выполнение в зубьях реечной передачи пазов, в которых размещен винт и расположение осей поршня и винта в начальной плоскости реечной передачи позволяет:

исключить опрокидывающий момент на поршне за счет совпадения линии действия равнодействующей гидравлических сил, проходящей через центр давления поршня, который совпадает с осями поршня и винта, с начальной плоскостью реечной передачи, что приводит к значительному уменьшению износа корпуса и поршня;

повысить КПД рулевого механизма за счет снижения вредных сопротивлений (сил трения).

Выполнение поверхностей пазов в зубьях рейки и зубчатого сектора эквидистантных поверхности винта позволяет минимально уменьшить площадь контакта зубьев рейки и сектора, что обеспечивает низкие контактные напряжения в зацеплении.

Таким образом, технический результат, получаемый при осуществлении заявляемого изобретения, выражается в уменьшении износа поршня и корпуса, снижении сил трения, повышении КПД рулевого механизма.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где на фиг. 1 показан рулевой механизм, продольный разрез; на фиг. 2 - поперечный размер на фиг. 3 - схема нагружения поршня в известной конструкции (прототип).

Рулевой механизм со встроенным усилителем содержит корпус 1, разделенный поршнем 2 на две рабочие полости 3 и 4. В корпусе 1 соосно поршню 2 установлен с возможностью вращения и без осевого перемещения винт 5, соединенный с рулевым валом (на чертеже не показан) и кинематически связанный шариковинтовой передачей 6 с поршнем 2.

На поршне 2 выполнена зубчатая рейка 7, зубья 8 которой находятся в зацеплении с зубьями 9 зубчатого сектора 10, жестко связанным с валом 11 рулевой сошки.

В зубьях 8 зубчатой рейки 7 и зубья 9 зубчатого сектора 10 выполнены пазы 12 и 13 соответственно, в которых размещен винт и поверхности которых эквидистантны поверхности винта 5.

На чертеже 3 и в описании введены следующие обозначения:

B - точка поршня;

C - точка приложения равнодействующей гидравлических сил к поршню (центр давления);

E - ось поршня (винта);

H - начальная плоскость реечной передачи;

F₁ - сила трения от перекоса поршня относительно корпуса;

F₂ - сила трения при скольжении поршня относительно корпуса;

F₃ - сила трения в реечной передаче;

L - расстояние от точки контакта рейки с зубчатым сектором до линии действия силы нормальной реакции опоры N₁;

N₁ - сила нормальной реакции опоры от перекоса поршня относительно корпуса;

N₂ - сила нормальной реакции опоры при скольжении поршня относительно корпуса;

N₃ - равнодействующая сила сопротивления в реечной передаче, она же сила нормальной реакции опоры;

O - точка контакта рейки с зубчатым сектором;

P - равнодействующая гидравлических сил, действующих на поршень;

P_r - радиальная сила в зацеплении;

P - тангенциальная сила в зацеплении;

R - расстояние от центра давления до начальной плоскости реечной передачи;

Q - сила сопротивления (без учета сил трения);

S - величина хода поршня;

= 25^o - угол зацепления реечной передачи.

Рассмотрим схему нагружения поршня известной конструкции, выбранной в качестве прототипа (см. фиг. 3)

Сила трения покоя F равна:

F = N₁ (I)

где - коэффициент трения покоя.

Сила трения скольжения F^c равна:

F^c = ^cN, (2)

где ^c - коэффициент трения скольжения.

Так как в рассматриваемом механизме скорость перемещения поршня относительно корпуса незначительна, то принимаем = ^c (см. Кузьмичев В.Е. Законы и формулы физики. Киев, "Наукова думка", 1989, стр. 50-51).

В нашем случае внешней силой, под действием которой поршень 2 перемещается относительно корпуса 1, является гидравлическое давление жидкости на поршень 2. Так как жидкость в полости 3 и 4 корпуса 1 подается под давлением, то точка приложения равнодействущей P гидравлических сил (центр давления C), совпадает с осью E поршня 2.

Значит, в общем случае

P > N (3)

В точке O на поршень 2 действует опрокидывающий момент M, равный

M = PR (4)

Запишем условие равновесия поршня 2 относительно точки O:

M(O)=0; PR + N₁L = 0 (5)

При работе рулевого механизма в нем возникают вредные сопротивления от сил трения, обусловленные наличием опрокидывающего момента - сила F₁;

скольжением поршня 2 относительно корпуса 1 - сила F₂;

наличием зубчатого зацепления - сила F₃.

Эти вредные сопротивления ведут к снижению КПД механизма и повышают износ трущихся поверхностей корпуса 1 и поршня 2.

Проанализируем формулу (5).

Параметр P является расчетным и изменению не подлежит. Длина поршня 2 также является расчетной и изменению не подлежит.

Уменьшить вредное сопротивление путем уменьшения сил трения F₂ и F₃ не представляется возможным.

Уменьшение силы F₁ можно добиться уменьшением расстояния R. В случае, когда R = 0, т.е. центр давления C, а значит и оси поршня 2 и винта 5 лежат в начальной плоскости H реечной передачи, опрокидывающий момент равен нулю, то F₁ тоже равна нулю, что позволяет уменьшить вредные сопротивления.

КПД механизма определяется по формуле:



где - КПД механизма;

A_п - полезная работа;

A_з - затраченная работа;

A_в - работа вредных сопротивлений.

(см. М.С. Мовнин и др. Основы технической механики. Ленинград, "Машиностроение", 1990, стр. 157).

Величина работы определяется по формуле:

A = FS (7)

где A - затраченная работа;

F - сила, действующая на тело;

S - перемещение, совершаемое телом.

(см. В. А. Лободюк и др. Справочник по элементарной физике. Киев, "Наукова думка", 1978, стр. 80).

Как указывалось выше, вредные силы сопротивления обусловлены силами трения F₁, F₂ и F₃.

В данном случае, с учетом формулы (I), силы трения равны:

F₁ = N₁ (8)

F₂ = N₂ (9)

F₃ = N₃ (10)

С учетом формулы



Сила N₂ является реакцией опоры, от радиальной силы, действующей в зацеплении.

N₂ = P_r = Ptg (12)

Тогда

F₂ = Ptg (13)

Сила N₃ расположена вдоль линии зацепления реечной передачи и является равнодействующей сил R_r и P , поэтому:



С учетом выражения (14) имеем:



Работа сил трения (вредных сил сопротивления) равна:

Работа сил трения (вредных сил сопротивления) равна:

A_в = (F₁ + F₂ + F₃)S (16)

или, с учетом формул (11), (13) и (15)



Тогда затраченная работа A_з равна:



или



Подставляем значения A_в и A_з в формулу (6) для определения КПД:



После упрощений получаем:



Данная формула позволяет определить КПД с учетом всех вредных сил сопротивления.

При совпадении центра давления C с начальной плоскостью H реечной передачи, т.е. при R = 0, что имеет место в заявляемом рулевом механизме, формула (21) примет вид:



Из выражения (22) видно, что в рулевом механизме, в котором отсутствует опрокидывающий момент, т.е. R = 0, КПД механизма изменится.

Для сравнительной оценки значений КПД у рулевого механизма с наличием опрокидывающего момента и без него примем ряд допущений.

1. КПД рулевого механизма без опрокидывающего момента на поршне определяется из выражения

₁ = _пц (23)

где КПД реечной передачи;

_п = 0,96 (см. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1989, стр. 199);

_ц - КПД гидроцилиндра;

_ц = 0,93 (см. Станочные приспособления. Справочники. Том 1. Под редакцией Б.Н. Вардашкина и др., М.: "Машиностроение", 1984, стр. 471).

Таким образом:

₁ = 0,960,93 = 0,893 (24)

Подставив значение ₁ в формулу (22) определим среднее значение коэффициента трения рулевого механизма



2. Примем следующие значения параметров в выражениях (21) и (22):

R = 1,0

L = 1,0

= 0,08 - усредненный коэффициент трения рулевого механизма, определенный по формуле (25).

С учетом принятых допущений 1 и 2 определим КПД рулевого механизма с наличием опрокидывающего момента на поршне по формуле (21).

Таким образом потери КПД от изгибающего момента на поршне составят:

= ₁-₂ = 0,893-0,834 = 0,059 (27)

или 5,9%.

Рулевой механизм работает следующим образом.

При вращении рулевого колеса автомобиля происходит поворот рулевого вала с винтом 5 и ротора распределителя, относительно неподвижных, под усилием сопротивления повороту, колес автомобиля. Угловое перемещение ротора распределителя, определяет направление движения рабочей жидкости, подаваемой к рабочим полостям 3 или 4 корпуса 1.

Вследствие этого происходит перемещение поршня 2 в том или ином направлении, следовательно, угловое перемещение зубчатого сектора 10, который поворачивая вал 11 рулевой сошки, управляет поворотом колес автомобиля. Движение поршня 2 создает вращение винта 5 в направлении, обратном начальному, благодаря чему гильза распределителя возвращается в первоначальное относительно ротора положение, т.е. в нейтральное положение.

Преимуществом предлагаемого рулевого механизма является то, что оси поршня и винта лежат в начальной плоскости реечной передачи, а это позволяет уменьшить силы трения в механизме, и, как следствие, износ трущихся поверхностей поршня и корпуса, что повышает надежность рулевого механизма.

Другим преимуществом является повышение КПД механизма, которое составляет 5,9%.