Расчет деталей рулевого управления на прочность производится при достижении наибольших значений нагрузок в рулевом управлении, которое достигают при повороте управляемых колес стоящего на месте троллейбуса на препятствие. Рулевой вал рассчитывается на момент
,
Диаметр обода рулевого колеса Dр нормируется (ГОСТ 37.001.0.62-75) и для существующих конструкций находится в пределах 380...550 мм. Рулевой вал рассчитывается на кручение и жесткость. Напряжение кручения вала рулевого механизма рассчитывается при максимальных углах закручивания не превышающих 5.5...7.5° и составит τ = 25...75 МПа.
Наиболее сильно нагруженным местам рулевых механизмов является зацепление. Элементы зацепления рассчитываются на прочность, по напряжению изгиба σ, и износ, по контактным напряжениям сжатия. Кроме того, рулевые механизмы проверяются на жесткость по величине допускаемых деформаций, а отдельные сопряжения на удельное давление и смятие. Сектор выполняется из стали 20ХНЗА с твердостью поверхности не менее HRC 58.
Окружное усилие, действующее на винт равно:
,
где 
– радиус начальной окружности винта.
Усилие на начальной окружности зубьев сектора равна усилию действующему вдоль оси винта:
,
где 
– угол подъема винтовой линии винта.
Радиальное усилие, действующее в зацеплении, равно:
,
где α – угол зацепления.
Долговечность шариковой пары рулевых механизмов зависит от контактных напряжений сжатия. Напряжение сжатия в паре шарик-поверхность канавок определяются по формуле:
,
где т – коэффициент зависящий от кривизны соприкасающихся поверхностей (для выполненных конструкций т = 0.6...0.8); Е – модуль упругости (для сталей Е = 200 ГПа); dш – диаметр циркулирующего шарика; dк –диаметр канавки винта (гайки); i – число одновременно находящихся под нагрузкой шариков в нарезке винта, d –угол контактов шариков: d = 40...45о.
Внутренний диаметр резьбы находится исходя из условия устойчивости
,
где п – запас устойчивости: п = 3...7; lр – рабочая длина винта; к – коэффициент приведенной длины: для двухопорного винта с одной самоустанавливающейся гайкой к= 2.5, при не самоустанавливающихся опорах к = 3.3.
Диаметр шариков при проектном расчете принимают в зависимости от шага резьбы t: d= (0.40...0.65) t. Минимальное число рабочих шариков в гайке воспринимающих осевую нагрузку:
,
где q –нагрузка на шарик действующая по нормали к поверхности контакта; λ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между шариками: λ = 0.8...0.9.
Угол подъема винтовой линии равен:
.
При уменьшении d от 45о до 30о число рабочих шариков увеличивается в 1.5 раза, а при их неизмененном числе в 1.5 вырастает нагрузка на один шарик. При этом увеличивается и сила, выталкивающая шарик в выпускной канал. В рулевом механизме применяется 102 шарика. Большим изгибающим напряжением при неработающем усилителе подвергаются зубья сектора и винта.
Пренебрегая небольшой конусностью зацепления, выражение для подсчета изгибных напряжений можно записать в виде:
,
где r 2 – радиус начальной окружности сектора; у –коэффициент формы зубьев; в 2 – длина зубьев сектора; кΣ –коэффициент перекрытия: кΣ = 1.5...1.8.
Расчет рычагов и тяг привода определяют с учетом их места расположения и конструктивной формы. Основные размеры деталей рулевого привода определяют с учетом усилий передающихся через них. Наиболее интенсивно нагружены сошка, продольная тяга, рычаг поворотной цапфы и шарниры. Сошка изготавливается из стали 40Х и рассчитывается на изгиб и кручение в сечении у основания от действующей силы Fu,приложенной к пальцу (рис. 9). Опасные напряжения возникают в точках х и у:
для точки х -
;
для точки у -
где 
и 
– моменты сопротивления сечения А-А соответственно изгибу и кручению.
Рисунок 53. К расчету рычага рулевого управления.
Продольная рулевая тяга рассчитывается по усилию Fu. При этом критическое напряжение 
продольного изгиба определяется по формуле:
,
где Е = 2 х 105 МПа – модуль упругости при растяжении; I – момент инерции среднего сечения тяги; l – длина тяги; Ат – площадь сечения тяги.
Продольная и поперечная тяги проверяются на устойчивость:
,
где Fсж - сила сжатия тяги.
Ширина рычагов и тяг проверяются по контактным напряжениям (
< 25...30 МПа). Размеры шаровых пальцев выбираются в зависимости от нагрузки G1 на управляемые колеса, которая у троллейбуса достигает 90 кН. Следовательно, диаметр сферы D должен быть равен исходя из рекомендаций НАМИ (ОСТ 37.001.233-80) 50мм.
