Систем автомобилей

Основы расчета и выбора агрегатов гидравлических

6 3.1. Проектный расчет элементов гидропривода тормозов автомобиля.

В основу данного расчета положена идеализированная расчетная схема, наиболее характерный вариант которой представлен на рис. 7.

Рис.7. Расчетная схема гидравлического привода тормозов автомобиля

Базовым проектным параметром при обосновании компонентов рассматриваемого гидропривода является диаметр главного тормозного цилиндра d_ГЦ (м), равный

d_ГЦ = . (2)

В данной формуле имеем

U_ПЕД = а/в (3)

передаточное число педального привода (см. рис.7), обычно равно 3…4;

η_ПП – коэффициент полезного действия педального привода, 0,92…0,95;

P_ПЕД – проектное значение усилия на педали тормоза, для легковых автомобилей 80…100 Н, для грузовиков 150…200 Н;

- давление жидкости в гидросистеме при экстренном торможении, 10 МПа (при служебном торможении 4…6 МПа).

Диаметр колесных тормозных цилиндров оценивается по формуле

d_КЦ = (0,9...1,2) d_ГЦ, (4)

но более точно может быть определен так

d_КЦ = , (5)

где U_С – общее силовое передаточное число гидравлического привода тормозов, составляет 30…40 для легковых автомобилей и 50…60 для грузовых.

Компоновочный ход полный педали тормоза принимают по расчету

S = U_ПЕД d_ГЦ . (6)

Из функциональных свойств гидравлического привода тормозных механизмов автомобиля наиболее значимым является процесс, названный «задачей о трех сообщающихся сосудах».

Исходная предпосылка данной задачи состоит в том, что при равновесии гидросистемы, давление в любом ее месте всегда будет одинаковым. Под действием усилия F на поршень центрального (главного) цилиндра (рис. 8) первоначально поршни в боковых (колесных) цилиндрах преодолевают зазоры l и 2 l. В результате давление на указанные поршни возникает одновременно, т.е. усилия к исполнительным элементам колесного тормоза – колодкам прикладывается одновременно при разных зазорах в тормозных механизмах. Поэтому, например, основная причина разброса величин тормозных сил на колесах моста автомобиля не в разных значениях зазоров, а в состоянии поверхностей фрикционных пар и ступичных узлов. Рассмотренные зазоры сами по себе влияют, прежде всего, на быстродействие всего гидравлического привода тормозов автомобиля.

Рис.8. Схема к «задаче о трех сообщающихся сосудах»

3.2. Проектная оценка параметров гидроусилителя рулевого

управления.

Проектный расчет элементов гидравлического усилителя рулевого управления основывается на следующей зависимости подачи насоса Q_Н (см³ за один оборот ведущего вала) от основных параметров гидропривода

Q_Н = , (7)

где S_ГЦ – площадь поршня исполнительного гидроцилиндра привода, см²;

L_ГЦ – максимальный рабочий ход штока гидроцилиндра, см;

n_РК – максимальная частота вращения рулевого колеса, 70…100 мин^-1;

α_MAX – угол поворота рулевого колеса между крайними положениями, 9,4…13 рад;

η_Н – объемный коэффициент полезного действия (КПД) насоса, 0,7…0,8;

∆_З – коэффициент утечек золотника гидрораспределителя привода, 0,99…0.995.

Например, на минимальных устойчивых частотах вращения коленчатого вала двигателя автомобиля 500…1000 мин^-1 подача насоса может составлять 6…60 л/мин. В режиме нормального функционирования рабочее давление в гидроприводе усилителя рулевого управления может варьироваться в пределах 6…10 МПа. При этом двигатель автомобиля затрачивает на работу гидроусилителя от 2 до 4 % своей эффективной мощности.

7 3.3. Основы расчета проектных параметров гидроподъемника

кузова автомобиля-самосвала.

В основу расчета положены схемы на рис. 6 и рис. 9.

Рис.9. Расчетная схема гидроподъемника кузова автомобиля-самосвала

При подъеме кузова в процессе разгрузки происходит выдвижение штоков гидроцилиндра и одновременный поворот грузовой платформы относительно шарнира О_К (см. рис. 9).

В общем виде нагрузка F_Ц (Н) гидроцилиндра подъема кузова равна

F_Ц = , (8)

где М – момент, действующий в гидромеханизме подъема от веса груза и кузова, Нм;

n – число гидроцилиндров;

h – плечо действия усилия гидроцилиндра подъема, в общем случае текущее, м.

По исходной компоновке кузова и гидроподъемника определяется число ступеней гидроцилиндра. Зная текущее изменение параметров расчета M и h, оцениваются величины давления P_i (Па) при срабатывании соответствующих ступеней

P_i = , (9)

где S_ЦI – площадь поршня соответствующей ступени гидроцилиндра, м².

Скорость выдвижения штоков цилиндра V_i (м/с) можно оценить по формуле

V_i = , (10)

где Q_Н - подача насоса, м³/с.

Для расчета затрат мощности N_Н (кВт) на действие гидросистемы подъема кузова самосвала возможно использование формулы

N_Н = , (11)

где P_Н – рабочее давление в гидросистеме, Па.

Телескопическая конструкция гидроцилиндра подъема кузова самосвала накладывает отпечаток на характер протекания процесса в гидросистеме в ходе разгрузки. В частности, первоначально, в начале подъема, выдвигается первая ступень, имеющая максимальный диаметр и S_ЦI.

Затем вторая, меньшего диаметра и так далее. Начало выдвижения очередной ступени сопровождается пиком давления в гидроприводе, что естественно снижает его надежность и создает дополнительную динамическую нагруженность металлоконструкции самосвала (кузов и рама). Это является отрицательными сторонами данных устройств. На рис.10 представлена качественная интерпретация процесса изменения давления в трехступенчатом гидроцилиндре подъема кузова при разгрузке самосвала.

Рис. 10. Качественный характер процесса в гидросистеме трехступенчатого цилиндра подъема кузова самосвала: 1 – выдвижение штока первой ступени; 2 – второй ступени; 3 – третьей ступени; 4 – разгрузка кузова

Максимальные величины давления жидкости в гидроподъемниках современных автомобилей-самосвалов могут достигать 15…25 МПа.

Дата добавления: 2014-01-04