очне число рульового приводу u рп - відношення плечей важелів приводу. Оскільки положення важелів у процесі повороту рульового колеса змінюється, то передавальне число кермового приводу змінно: u рп = 0,85 ... 2,0. Великі значення вибирають для спеціальних автомобілів.
Силове передавальне число рульового управління. Його оцінюють відношенням суми сил опору повороту керованих коліс до зусилля, прикладеному до рульового колеса. Іноді під силовим передаточним числом розуміють відношення моменту опору повороту керованих коліс М c до моменту, що додається на рульовому колесі М р.к :
В
u з = М з /М р.к .
Силове передавальне число може служити критерієм оцінки легкості управління з зусиллю, прикладеному до рульового колеса для повороту керованих коліс. При проектуванні автомобілів обмежується як мінімальна (60 Н), так і максимальна (120 Н) зусилля.
Обмеження мінімального зусилля необхідно, щоб водій не втрачав В«почуття дорогиВ». Для повороту на місці на бетонній поверхні зусилля не повинно перевищувати 400 Н. За ГОСТ 21398-75 максимальне зусилля при виході з ладу підсилювача не повинно перевищувати 500 Н у вантажних автомобілів.
Оцінка діючих навантажень на деталі рульового механізму і рульового приводу автомобіля
ККД рульового механізму . Від ККД рульового механізму в значною Стегній залежить легкість управління. ККД кульового механізму при передачі зусилля від рульового колеса до сошки - прямий КПД:
В
О· ↓ рм = 1 - M тр1 /М р.к ,
де M тр1 - момент тертя рульового механізму, Наведений до рульового колеса, М р.к - момент, прикладений до рульового колесу.
Зворотний ККД характеризує передачу зусилля від сошки до рульового колеса:
В
О· ↑ рм = 1 - M ТР2 /М В.С ,
де M ТР2 - момент тертя рульового механізму, приведений до валу сошки; Afn.c - момент на валу сошки, підведений від керованих коліс.
Як прямий, так і зворотний ККД залежать від конструкції рульового механізму і мають наступні значення:
В
О· ↓ рм = 0,6 ... 0,95; О· ↑ рм = 0,55 ... 0,85.
Якщо враховувати тертя тільки в зачепленні рульової пари, нехтуючи тертям в підшипниках і сальниках, то для черв'ячних і гвинтових механізмів
В
О· ↓ рм = tgОІ / tg ( ОІ + ПЃ );
О· ↑ рм = tg ( ОІ - ПЃ )/ tgОІ ,
де ОІ - кут підйому гвинтової лінії черв'яка або гвинта; ПЃ - кут тертя.
Так, якщо прийняти (ОІ = 12 В° і ПЃ = 8 В°, те О· ↓ рм = 0,6, а О· ↑ рм = 0,33, тобто зворотній ККД в 2 рази нижчі прямої. Знижений зворотний ККД, хоча і сприяє поглинанню поштовхів на рульове колесо, але в той же час ускладнює стабілізацію керованих коліс. При прямому ККД О· ↓ рм ≤ 0,5 зворотний ККД О· ↑ рм ~ 0, рульова пара стає незворотною і стабілізація відсутня.
Шестерінчасті кермові механізми.
Для аналізу рульового механізму розглянемо ставлення елементарного кута повороту шестерні до елементарного переміщення рейки. При нормальному npoфіле зубів шестерні і нормальному профілі зубів рейки це відношення посто-тійно: dО± / dS = const. Для більшості застосовуваних рейкових рульових механізмів це відношення постійно. Проте останнім часом з'явилися рейкові кермові пари з перемінним ставленням dО± / dS , що досягається нарізкою зубів рейкою спеціального профілю, причому залежно від поставленого завдання це відношення може змінюватися за заданим законом.
При установці рейкової рульової пари доцільно визначати кутове передавальне число кермового управління u П‰ = dО± / d Оё (де dО± - елементарний кут повороту рульового колеса; d Оё - елементарний кут повороту керованих коліс).
Вважаючи dО± / dS = const, знайдемо поточне значення величини S під час повороті керованого колеса на кут В± Оё:
В
S = l a sin ( Оё 0 В± Оё ),
диференціюючи, отримаємо
В
dS = l a cos (Оё 0 В± Оё) dОё.
Зробивши допущення, що rdО± = dS , тобто кутове переміщ...
