Расчет деталей винтореечного рулевого механизма

Средние зубья рейки и сектора изнашиваются интенсивнее, чем крайние. Поэтому устранение зазора при среднем положении сошки может привести к заклиниванию передачи при поворотах. Чтобы не до­пустить этого, предусматривают увеличение бокового зазора в зацеп­лении при поворотах вала сошки в обе стороны от среднего положения. Достигается это путем поворота заготовки в процессе зубонарезания вокруг техноло­гической оси О ₁ смещенной относительно оси О вала сошки к сектору на расстояние п (рис. 2.6).

Рис. 2.6. Схема для определения радиального Δzи осевого Δs зазоров в зубчатой паре при нарезании зубьев сектора с поворотом заготовки вокруг смещенной оси O₁

Боковой зазор в передаче выбираем по графику (рис. 2.7).

Рис. 2.7. График для выбора эксцентриситета
1—5 – соответственно при 0,25; 0,5; 1,0; 1,5 и 2,0 мм

Диаметр шариков при проектном расчете принимают в зависимости от шага винта:

,

Выбирается стандартный близкий диаметр шарика d_ш. Выбирается материал шарика, например сталь ШХ15.

Радиус желоба r_п у винта и гайки для уменьшения трения должен быть больше радиуса шариков:

,

Внутренний и внешний диаметры канавок винта d₁ и d и гайки D₁ и D (рис. 2.8) соответственно определяются:

,

,

,

,

где: h – глубина канавки:

,

Рис. 2.8. Профили канавок винта и гайки

Смещение х центров профилей кана­вок относительно центров шариков и сред­него диаметра винтового канала d₀:

,

,

где β = 10÷15⁰ — угол подъема винтовой линии; α_к = 45÷60⁰ — угол контакта шариков с канавками.

Полученное значение округляют с точностью до 0.5 мм.

Общее число витков в гайке:

,

Число рабочих витков в гайке n_p = 2.5.

Минимальное целое число шариков в одном витке:

,

Полученное значение z_ш округляют до ближайшего целого числа.

Зубья сектора рассчитывают на изгиб и на контактную прочность.

Модуль зацепления сектора и рейки определяют по общеизвестной методике из условий изгибной прочности:

,

где b_ω — ширина сектора, м; k_F — коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (неравномерность распределения по длине контактной линии); у_F = 3,67 — коэффициент формы зуба.

Допускаемое напряжение может быть принято [ σ_и ] = 850 ÷ 950 МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжению изгиба найдем по формуле:

,

где k_Fν = 1,02 – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса; k_Fβ = 1,04 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напря­жений у основания зубьев по ширине зубчатого венца; k_Fα = 1,06 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления ше­стерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Полученное значение модуля m округляют до ближайшего стандартного значения.

Контактные напряжения:

,

где b – радиальная длина зубьев сектора, м; r_с – свободный радиус колеса, м; Е – модуль упругости второго рода, Е = 2,1∙10⁵ МПа; σ_см – напряжения смятия, σ_{см max} ≤ 1500 МПа.

,

где r₀ – расчетный радиус колеса, м.

Выбирают материалы для деталей рулевого редуктора. Например для автомобилей КамАЗ материал сектора – сталь 20Х2Н4А, винта и гайки – сталь 20ХН3А, с цементацией до твердости 56...62 HRC,материал корпуса рулевого механизма – чугун КЧ 37-12.

2.8 Вал рулевойсошки

Диаметр вала рулевой сошки найдем из формулы напряжения кручения:

,

где η_м – КПД рулевого механизма, η_м = 0,82; τ = 300…350 МПа;

---

Дата добавления: 2015-07-26