Рульовий механізм транспортного засобу з вмонтованим підсилювачем

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, содержащим корпус, в котором соосно размещены поршень и винт, кинематически связанные шарико-винтовой передачей, зубчатую рейку, выполненную на поршне, образующую реечную передачу с з убчатым сектором вала рулевой сошки. Каталог фирмы ZAHNR AD FABRIK ФРГ, 1985). 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 шарико-винтовой 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 з убьях рейки и зубчатого сектора пазов эквидистантны поверхности винта. Сопоставительный анализ с прототипом показывает, что заявляемый рулевой механизм транспортного средства отличается тем, что в з убьях 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. 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 разрез; 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 шарико-винтовой 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 зубьях 9 зубчато го сектора 10 выполнены пазы 12 и 13 соответственно, в которых размещен винт и поверхности которых эквидистантны поверхности винта 5. На фиг. 3 и в описании введены следующие обозначения: В - точка поршня; С - точка приложения равнодействующей гидравлических сил к поршню (центр давления); Ε - ось поршня (винта); Η - начальная плоскость реечной передачи; F1 - сила трения от переноса 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 Ν 1; N1 - сила нормальной реакции опоры от перекоса поршня относительно корпуса; N2 - сила нормальной реакции опоры при скольжении поршня относительно корпуса; N3 равнодействующая сил сопротивления в реечной передаче, она же сила нормальной реакции опоры; О точка контакта рейки с зубчатым сектором; Ρ - равнодействующая гидравлических сил, действующих на поршень; Рr -радиальная сила в зацеплении; Рt - 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; a=25° - угол зацепления реечной передачи. Рассмотрим схему нагружения поршня известной конструкции, выбранной в качестве прототипа (фиг. 3). Сила трения покоя F равна где μ - коэффициент трения покоя. Сила трения скольжения Fc равна: где μc - коэффициент трения скольжения. Так как в рассматриваемом механизме скорость перемещения поршня относительно корпуса незначительна, то принимаем μ = μc (Кузьмичев В. Е. Законы и формулы физики. Киев, "Наукова думка", ' 1989, с. 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 полостях 3 и 4 корпуса 1 подается под давлением, то точка приложения равнодействующей Ρ гидравлических сил (центр давления С) совпадает с осью Ε поршня 2. Значит, в общем случае В точке О на поршень 2 действует опрокидывающий момент М, равный Запишем условие равновесия поршня 2 относительно точки О: 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 Ρ 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 F 3 не представляется возможным. Уменьшения силы F1 можно добиться уменьшением расстояния R. В случае, когда R = О, т. е. центр давления С, а значит, и оси поршня 2 и винта 5 лежат в начальной плоскости Η реечной передачи, опрокидывающий момент равен нулю, то F1 тоже равна нулю, что позволяет уменьшить вредные сопротивления. КПД механизма определяется по формуле: где h - КПД механизма; Ап - полезная работа; Аз - затраченная работа; Ав - работа вредных сопротивлений; (Мовнин М. С. и др. Основы технической механики. Л., "Машиностроение", 1990, с. 157). Величина работы определяется по формуле где А - затраченная работа; F - сила, действующая на тело; S - перемещение, совершаемое телом. (Лободюк В. А. и др. Справочник по элементарной физике. Киев, "Наукова думка", 1978, с. 80). Как указывалось выше, вредные силы сопротивления обусловлены силами трения F1, F2 и F3 . В данном случае, с уче том формулы (1), силы трения равны Сила N2 является реакцией опоры, от радиальной силы, действующей в зацеплении. Тогда Сила N3 расположена вдоль линии зацепления реечной передачи и является равнодействующей сил Рг и Ρt , поэтому С учетом выражения (14) имеем Работа сил трения (вредных сил сопротивления) равна или с уче том формул (11), (13) и (15) Тогда затраченная работа Аз равна: или t Подставляем значения Ав и Аз в формулу (6) для определений КПД: После упрощений получаем: 4 Данная формула позволяет определить КПД с учетом всех вредных сил сопротивления. При совпадении центра давления С с начальной плоскостью Η 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 отсутствуе т опрокидывающий момент, т. е R = О, 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 где hn - КПД реечной передачи hn - 0,96 (Реше тов Д. Н. Детали машин. М., "Машиностроение", 1989, с. 199); ηц - КПД гидроцилиндра hц - 0,93 (Станочные приспособления. Справочник. Том I. Под ред. Б. Н. Вардашкина и др., М., "Ма шиностроение", 1984, с. 471). Таким образом: Подставив значение h1 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 μ = 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: 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 и, 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%.