Обоснование выбора гидравлического привода для стенда проверки рулевого привода легковых автомобилей

Сравнительно широкое использование гидропривода (около 30 % в робототехнике) [6] обусловлено рядом достоинств:

-        высокое быстродействие;

-        бесступенчатость регулирования скорости выходного звена;

-        большой коэффициент усиления по мощности (более 1000), высокий коэффициент полезного действия при различных способах регулирования;

-        малая относительная масса гидромашин;

-        отсутствие дополнительных кинематических цепей между выходным звеном привода и рабочим органом.

К основным недостаткам гидравлических приводов следует отнести:

-        использование в качестве рабочего тела жидкости требует создания специальных насосных установок, что резко увеличивает массу конструкции;

-        ресурс рабочей жидкости ограничен, что приводит к частой смене всего объема жидкости, который в насосной установке достигает значительной величины. Это приводит к увеличению стоимости обслуживания;

-        стоимость элементов данного привода выше, чем элементов пневматического и электрического приводов.

Характерные условия эксплуатации стенда:

-        приводные узлы стенда монтируются в боковых стенках осмотровой канавы в ограниченном пространстве;

-        требуется точное позиционирование;

-        применение электропривода в условиях осмотровой канавы недопустимо.

В этих условиях наиболее эффективно применение гидравлического привода. [8]

В отечественной и зарубежной промышленности при небольших частотах вращения выходного звена нашли применение поршневые гидродвигатели с передаточными механизмами, преобразующими поступательное движение штока во вращательные выходного звена, следующих типов: реечными, рычажными, винтовыми и цепными. [6]

Рис. 1. Поворотный гидродвигатель

 

На рисунке 1 представлена конструкция поворотного гидродвигателя типа ГДП, который состоит из 2 гидроцилиндров с рейкой 1 на штоке, находящейся в зацеплении с зубчатым колесом 2, установленным в блоке 3. Вращение колеса 2 осуществляется при подаче рабочей жидкости в поршневые полости. Для увеличения крутящего момента иногда проектируют привод со сдвоенным поршневым приводом. [6]

Гидравлический поворотный двигатель (привод) состоит из двух основных узлов: реечной передачи и гидроцилиндра, (рис.1).

При расчете принимаем:

 

Рассчитываемая передача относится к реечному зацеплению, выполненному в виде самостоятельного агрегата, поэтому основные ее параметры должны соответствовать ГОСТ 2185–66. [1]

Расчет на прочность зубьев открытой реечной передачи производим на изгиб и контактную прочность. Основным расчетом зубьев этих передач является расчет их на изгиб с последующей проверкой на контактную прочность. При проектном расчете на изгиб зубьев открытых передач определяют требуемую величину модуля. Так как передаточное отношение i=1, материал зубьев шестерни и рейки примем одинаковый, и расчет достаточно выполнить для зубьев шестерни. [4]

Для изготовления зубчатого колеса и рейки принимаем сталь 35Х с закалкой и отпуском в масле; механические свойства этой стали (ГОСТ 4543–71): предел прочности при растяжении σ_в = 93 кгс/мм² = 93*10⁷ Па, предел текучести σ_т = 75 кгс/мм² = 735*10⁶ Па, твердость НВ = 200. [7]

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса: [σ_к] = 26*НВ = 26*200 = 5200 кгс/мм² = 52*10⁷ Па.

Допускаемое напряжение на изгиб [σ_и] для зубьев длительно работающих передач с постоянным режимом нагрузки и при работе зубьев двумя сторонами (напряжения изменяются по симметричному циклу) определяется по формуле:

, Па,                                                                                         (1)

где σ_-1 — предел выносливости материала зубьев при симметричном цикле изгиба, Па;

[n] — допускаемый коэффициент запаса прочности, зависящий от материала колес, вида заготовки и термообработки;

k_σ — эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба.

Примем допускаемый коэффициент запаса прочности [n]=1,5 [2] и коэффициент концентрации напряжений у корня зуба для стальных нормализованных или улучшенных зубчатых колес k_σ = 1,8 [7].

Предел выносливости материала зубьев σ_-1 определяем по формуле:

;                                                                                                          (2)

 Па.

Па.

Для зубьев рассчитываемой передачи предусматриваем стандартное эвольвентное зацепление.

Определяем модуль зубьев шестерни по формуле:

, м,                                                                                                (3)

где m — модуль зубчатого колеса;

Y = 0,517 — коэффициент формы зуба. При Z = 35 и коэффициенте смещения исходного контура х = 0 [4];

К_к = 1,0 — коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев [2];

К_д = 1,2 — коэффициент динамической нагрузки. При степени точности передачи 7 и окружной скорости от 1 до 3 м/сек. [2];

М — момент на валу шестерни;

Ψ_m = 20 — коэффициент ширины венца зуба по модулю [2];

z — число зубьев шестерни. Из конструктивных соображений принимаем z=35.

[σ]_и — допускаемое напряжение изгиба материала шестерни, для стали 40Х с термообработкой закалка в масле и твердости 48 НRС [σ]_и = 320 МПа [2].

М = Р*К = 3700* 60*10–³ = 220 Н*м

В соответствии с ГОСТ 9563–60 принимаем m = 2,0 [4].

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев шестерни.

Условия контактной прочности зубьев:

                                                                                                               (4)

где σ_пр — допускаемое контактное напряжение.

, Па,                                                                                            (5)

где ρ_пр — приведенный радиус кривизны, ρ_пр = 0,5;

ω_о — удельная расчетная нормальная сила;

α = 20°- угол зацепления.

ρ_пр=0,5*10*0,342=1,71

,                                                                                                              (6)

где ω_α — удельная расчетная нормальная сила;

ω — удельная расчетная окружная сила.

,                                                                                                                (7)

где k — коэффициент неравномерности распределения нагрузки k = 1,5;

b — ширина зубчатого венца b — 20 мм;

F — окружная сила, действующая на зуб шестерни.

Т. к. ,                                                                                                   (8)

то

Таким образом, прочность реечного зацепления по контактным напряжениям обеспечена.

Определение параметров шестерни.

Определяем размеры зубьев шестерни.

В соответствии с ГОСТ 13755–68 принимаем коэффициент высоты головок зубьев h^*_a= 1 и коэффициент радиального зазора с^* = 0,25. [7]

Высота головок зубьев определяется по формуле:

мм,                                                                                                      (9)

высота ножек зубьев — по формуле:

мм,                                                                                    (10)

высота зубьев: h=h_a+h_f, мм                                                                                        (11)

h_a=1*2=2 мм;

h_f=(1+0,25)*2=2,5 мм.

Высота зубьев:

Определяем для шестерни делительный диаметр , диаметр вершин  и диаметр впадин :

                                                                                              (12)

                                                                               (13)

                                                                                 (14)

Расчетный диаметр гидроцилиндра определяется по формуле:

,                                                                                      (15)

где Р — окружное усилие на делительном диаметре шестерни реечного зацепления, Р = 3700Н;

 — давление в магистрали или на выходе редукционного клапана;

 = 6,0–8,0 МПа;

 — коэффициент, учитывающий потери на трение в цилиндре. Ориентировочные значения  при уплотнении манжетами по ГОСТ 6678–72 и магистральном давлении 6,0–8,0 МПа, = 0,05÷0,2 в зависимости от обеспечения смазкой. Принимаем = 0,15. [3]

.

Расчетное значение диаметра поршня округляется до ближайшего по ГОСТ 6540–68 значения. Рекомендуется округлять в большую сторону, однако, если расчетный диаметр поршня отличается от стандартного не более чем на 5 %, то можно принимать меньшее значение. Поэтому принимаем следующее значение диаметра поршня, =50мм. [3]

Ход поршня определяется требуемым перемещением рабочего органа. По принятым условиям угол поворота выходного вала 100 град., следовательно, шестерня привода должна совершить 0,27 оборота. Тогда минимальный ход поршня h должен быть . Принимаем ход поршня h = 63мм.

Максимальное значение хода гидроцилиндров двухстороннего действия рекомендуется ограничивать 8–10 диаметрами поршня. При ходе превышающем десять диаметров поршня необходимо рассчитывать шток на устойчивость. Проверим это условие:

 Устойчивость штока обеспечена.

По ГОСТ 6540–64 при диаметре поршня D=50мм шток имеет диаметр D_ш=28мм. Так как на части штока нарезаются зубья, образуя рейку, из конструктивных соображений принимаем D_ш=45мм. Конструкция оригинального цилиндра приведена на рисунке 3.4. В этой конструкции могут быть использованы нормализованные детали гидроцилиндра по ГОСТ 6540–64, кроме оригинального штока. [3]

Для комплектования принимаем гидроцилиндр ЦРГ 31–50x28–200 [3] со следующей характеристикой:

-        давление, МПа: номинальное — 16; максимальное — 20;

-        коэффициент полезного действия (механический) — 0,96;

-        диаметр поршня, мм — 50;

-        диаметр штока, мм — 40;

-        ход поршня, мм — 200.

Минимально допустимая толщина стенки гидроцилиндра определяется по формуле:

                                                                  (16)

 

где [σ_р] — допускаемое напряжение на растяжение, Па.

Для стали 20Х [σ_р] = 115 * 10⁶ Па; [2]

μ- коэффициент Пуассона, для стали μ = 0,26. [2]

Принимаем конструктивно t_ц= 0,005м = 5мм.

Толщина плоского донышка гидроцилиндра определяется по формуле:

, м                                                                                          (17)

Принимаем толщину дна гидроцилиндра t_д = 5мм.

Рассчитанные параметры соответствуют выбранному ранее гидроцилиндру ЦРГ З1–50x28–200.

Органолептическая проверка люфтов в шарнирных соединениях рулевого привода и реактивных тяг требует приложения знакопеременных сил к деталям рулевого привода. Эти силы могут быть созданы путем колебаний опорной поворотной площадки стенда вокруг ее вертикальной оси с амплитудой 2–5°.

Существующий механический привод, например, кривошипно-шатунный, преобразует вращательное движение в возвратно-поступательное или колебательное по синусоидальному закону изменения скорости, что не позволяет создавать ударные нагрузки, при которых наиболее эффективно проявляются люфты в шарнирных соединениях.

Рациональный привод поворотной площадки стенда должен удовлетворять следующим требованиям:

-        закон изменения скорости должен быть трапециевидным;

-        частота колебаний должна быть регулируемой и изменяться бесступенчато;

-        безотказный пуск и надежная работа как под нагрузкой, так и в режиме холостого хода;

-        привод должен иметь минимальные габариты и металлоемкость.

Выполнение сформулированных требований в наибольшей мере обеспечивается гидравлическим объемным приводом.

Отечественной промышленностью разработан и освоен выпуск гидроприводов с возвратно-поступательным движением (ГДВПД), которые преобразуют энергию гидравлического потока жидкости непосредственно в возвратно-поступательное движение исполнительного органа. Характерной особенностью этих приводов является трапециевидное распределение скорости перемещения. Это гидродвигатели:

ДГ-30 с рабочим ходом 30мм,

ДГ-50 с рабочим ходом 50мм,

ДГ-76 с рабочим ходом 76мм,

ДГ-90 с рабочим ходом 90мм.

Приняв конструктивно радиус приложения возмущающей силы R= 150мм и амплитуду колебаний 3°, выбираем гидродвигатель ДГ-30 с рабочим ходом 30мм.

Технические данные гидродвигателя ДГ-30:

-        диаметр поршня, мм — 32;

-        диаметр штока, мм — 20;

-        усилие на штоке при номинальном давлении 100 кг/см^2–539;

-        расход рабочей жидкости, см³ /цикл — 29,4;

-        рабочий ход, мм — 30;

-        гидромеханический КПД — 0,85;

-        масса, кг- 11.

Гидродвигатель разработан по инициативе ВНИИВиВ г. Новочеркасска и применяется на машине ЧВЛ-1 для чеканки виноградной лозы в шпалерах. [6]

Гидравлическая схема управления приводами приведена на рисунке 2.

Гидравлическая система стенда сблокирована с гидравлической системой канавного подъемника мод. П201М с целью использования насосной станции подъемника.

Рис. 2. Гидравлическая схема управления приводами

 

Рис. 3. Чертеж общего вида стенда для проверки рулевого привода автомобилей

 

На рисунке 3 выполнен чертеж общего вида стенда для проверки рулевого привода автомобилей.

Опираясь на стандарты ЕСКД [9], с использованием графических редакторов на персональных ЭВМ [5] выполнено геометрическое моделирование чертежей деталей и сборочных единиц конструкторской разработки.

Рис. 4. Трехмерная твердотельная модель привода стенда для проверки рулевого управления автомобилей

 

С помощью программного обеспечения КОМПАС — 3D V12 [5] была создана трехмерная твердотельная модель привода стенда, представленная на рисунке 4.

 

Литература:

 

1.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 1. — 728 с.

2.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 2. — 584 с.

3.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 3. — 576 с.

4.      Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Г. М. Ицкович, В. П. Козинцов. — 3-е изд, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. — Москва: ООО ТИД «Альянс», 2005. — 416 с.

5.      Компас-3D. Проектирование и расчет механических систем / Е. М. Кудрявцев. — Москва: ДМК пресс, 2008. — 400 с.

6.      Ловкис, З. В. Гидроприводы сельскохозяйственной техники: конструкция и расчет / З. В. Ловкис. — Москва: Агроромиздат. 1990. — 239 с.

7.      Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие для ВТУЗов / С. А. Чернавский, Г. А. Снегарев, Б. С. Козинцов и др. — 6-е изд. перераб. и доп. — Москва: «Альянс», 2008. — 560 с.

8.      Филатов,С. К. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Основы проектирования и эксплуатации технологического оборудования» / С. К. Филатов, В. Н. Щиров, Д. Н. Безменников. — Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2008. — 33 с.

9.      Яламов, В. Ф. Инженерная графика: учебное пособие / В. Ф. Яламов. — 2-е изд., испр. — Зерноград: АЧГАА, 2001. — 144 с.