147176 (594273), страница 8

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 8)

-B_Y4[(c+o)cos ₀+f₂]sin ₄/cos₄=0

Учитывая, что B_X4=B_Y4∙Ctg ₄ и sin ₄/cos ₄=tg ₄:

B_X4= -469,96∙2,904= -1364,76 H.

Силы в точке А:

-A_х4+B_х4+S₁=0; -A_у4+B_у4=0;

A_х4=B_х4+S₁; A_у4=B_у4;

A_х4= -1364,76+981= -383,76 H; A_у4= -469,96 H.

A_уt=A_у4∙cos (₄-₄)= -469,96∙0,9979= -468,97 H.

A_уs=A_у4∙sin (₄-₄)= -469,96∙0,0651= -30,59 H.

A_хt=A_х4∙sin (₄-₄)= -383,76∙0,0651= -24,98 H.

A_хs=A_х4∙cos(₄-₄)= -383,76∙0,9979= -382,95 H.

A_s=A_хs–A_уs= -382,95–(-30,59)= -352,36 H.

A_t=A_уt+A_хt= -468,97+(-24,98)= -493,95 H.

Рис. 5.12 Схема сил в подвеске при полном ходе отбоя.

Рис. 5.13 Силы действующие на шток амортизатора при полном ходе отбоя.

Проверка:

606,74606,75.

O₄=O+f₂/ix=0,136+0,085/1,0112=0,2186 м.

Сила в направляющей втулке амортизаторной стойки:

C₄=A_S∙l/(l-O₄)= -352,36∙0,347/(0,347- -0,2186) = -952,25 H.

Сила, действующая на поршень:

K₄=C₄-A_S= -952,25–(-352,36)= -599,89 H.

Момент, изгибающий шток:

M_K4=A_S∙O₄= -352,36∙0,2186= -77,03 Hм.

Т. к. изгибающий момент для этого случая меньше всех рассчитанных раньше моментов, то условие прочности выполняется.

Окончательно имеем диаметр штока амортизаторной стойки d=20 mm.

6 Подрессоривание передней оси

Передняя подвеска легкового автомобиля с кузовом седан или универсал должна быть максимально мягкой. Это необходимо для обеспечения комфортабельности водителя и пассажиров, защиты перевозимых грузов от вибраций и хорошего сцепления колес с дорогой. При низких частотах колебаний (n_II 30 мин^-1) восприимчивость человека к колебаниям и их скорости на 80% ниже, чем при использовании ранее жестких подвесок с частотами 100 мин^-1. Уменьшение жесткости подвески ограничено возможностью перемещения колес от среднего положения на ходе отбоя t₁+t₂, а также большим креном кузова на поворотах при мягкой подвеске. Для уменьшения крена следует использовать стабилизаторы. Замеры, проведенные на большом числе моделей легковых автомобилей, показали, что считающиеся комфортабельными (и оборудованные стальными упругими элементами) автомобили фирм “Даймлер – Бенц”, “Рено”, “Ауто юнион” и “Крайслер” имеют частоту колебаний подрессоренных масс передней подвески n_IIV=55…65 мин^-1, а общий ход подвески около 200 мм.

6.1 Вертикальные колебания

Жесткость упругих элементов, входящую во все расчеты, приводят только к одному колесу.

Для кузова уравнение частоты колебаний [в мин^-1] без учета демпфирования, а также влияния оси и шин имеет вид:

(1)

а для колебаний неподрессоренных масс [в мин ^-1], связанных с одним колесом:

(2)

где C_IV,h – жесткость шины, K_F – коэффициент повышения жесткости, который учитывает ее рост с увеличением скорости. После подстановки массы m_I оси и жесткости С_I шины уравнения частоты колебания кузова в мин^-1 примет следующий вид:

(3)

Из этого уравнения с опущенными индексами v, h соответственно для передней и задней осей можно заметить, что частота колебаний по сравнению с рассчитанной с помощью уравнения (1) будет тем меньше, чем больше отношение с₂/с₁. Это будет иметь место при жесткой подвеске кузова (большая величина с₂) и мягких шинах (малая величина с₁).

Рис. 6.1 Рис. 6.2

Собственная частота колебаний колеса n_IV,h является функцией массы оси m_IV,h, жесткости подвески C_2V,h (см. рис. 6.1, 6.2), жесткости шины C_1V,h и приведенного к колесу коэффициента сопротивления амортизатора K_IIV,h. Дополнительно влияние оказывает скорость движения, которая учитывается с помощью коэффициента K_F.

Частота колебаний кузова n_IIV,h зависит не только от подрессоренной массы m_2V,h и жесткости подвески C_2V,h но также от массы оси m_1V,h, жесткости шины C_1V,h, коэффициента K_F и коэффициента сопротивления амортизатора K_IIV,h.

Частота колебаний подрессоренных масс у легковых автомобилей со стальными упругими элементами составляет для передней оси n_IIV=55…80 мин^-1 и для задней оси n_IIh=68…100 мин^-1.

Для обеспечения комфортабельности следует стремиться к тому, что достижимо даже для подвесок относительно легких автомобилей (“Рено – 4”, “Рено – 6”). Однако, для задней подвески это возможно только в том случае, если автомобиль оборудован системой регулирования уровня кузова.

6.2 Определение передаточных чисел

Кинематическое передаточное число ix:

Силовое передаточное число iy:

iy=F₁/N_V=2754,82/2596,5=1,061.

6.3 Построение кривой жесткости подвески

Для построения упругой характеристики подвески автомобиля ЗАЗ-1102 “Таврия” необходимо определить жесткость средней части подвески с₁.

Расчет жесткости подвески с₁ проводится по выбранной частоте колебаний ω при условии среднего положения автомобиля. Динамическая деформация резиновых элементов в шарнирах приводит к повышению частоты по сравнению с расчетной до 10%.

По рис.3 [15] принимаем расчетную частоту колебаний ω=8,6 рад⁄с, тогда замеренная частота ω= 9,46 рад⁄с. Жесткость средней части характеристики, которая, обычно, постоянная по величине, определяется, исходя из условия обеспечения высокой плавности хода автомобиля:

Определим условный статический прогиб подвески по формуле:

,

что соответствует исходному положению.

Величина динаического хода подвески (хода сжатия s_д) должна быть выбрана из условия, что вероятность (степень риска) ударов в упоры не превосходила заданную. Если извесна характеристика микропрофиля дорожного полотна, то можно, задаваясь определенной скоростью движения автомобиля, рассчитать теоретически необходимую величину s_д. Однако этот метод в связи с трудоемкими расчетами, а также в следствие отсутствия в настоящее время достаточно полных данных о микропрофиле дорожного полотна не может обеспечить требуемую достоверность расчетов. Поэтому для определения s_д будем использовать опытные данные, полученные анализом существующих моделей автомобилей. В этом случае величину s_д определим по формуле:

s_д= k_e∙s_ст = 0,8∙135 = 108 мм,

где k_e=0,6÷1 — для малых и средних легковых автомобилей [15, стр.4].

Величину хода подвески до касания буфера сжатия s_сб определим по формуле:

s_сб = k_e´∙s_д = 0,6∙108 = 65 мм,

где k_e´= 0,6÷0,7 — для легковых автомобилей [15, стр.4].

Величина хода, до срабатывания буфера отдачи, s_об :

s_об = k_об∙ s_сб = 1,3∙65 = 85 мм,

где k_об= 0,7÷1,5 — для передних подвесок [15, стр.4].

Важным параметром упругой характеристики являетсязначение максимальной силы N_max, возникающей в конце полного хода сжатия s_д. Обычно принимают, что допустимая деформация буфера ограничителя хода подвески равна 2/3 номинальной его высоты [15, стр.4]. Потенциальная энергия деформации буфера должна быть достаточной для полного поглощения энергии удара при пробое подвески. Однако ввиду отсутствия разработанных теоретических методов определения характеристики буфера-ограничителя обычно используют рекомендации, полученные опытным путём. Величину N_max определяем по формуле:

N_max= k_д∙N´_vo= 3∙2596,5 = 7789,5 Н,

где k_д=3 — коэффициент динамичности для легковых автомобилей [15, стр.4].

Определив N_max, можно найти основные параметры характеристики буфера-ограничителя хода подвески.

По минимальной и максимальной пробивочным нагрузкам на ось следует подобрать характеристики и размеры дополнительных упругих элементов, выполняемых из резины или ячеистого полиуретана.

Ограничители хода лучше выполнять из ячеистого полиуретана, т.к. в этом случае они будут более долговечны, чем резиновые и допускают большую деформацию.

Рис. 6.3 График изменения жесткости подвески в зависимости от хода колеса.

Жесткость при номинальной нагрузке на одно колесо С₁=19,576 [H/mm]

Частота колебаний ω=8,6 рад/с.

Рис 6.4 Конструкция и желаемая характеристика

ограничителя хода сжатия.

Рис 6.5 Конструкция и желаемая характеристика

ограничителя хода отбоя.

7 Расчет и проектирование стального упругого элемента

7.1 Пружинные (рессорные) стали и их свойства

В ГОСТ нормированы стали для автомобильных пружин и рессор, изготавливаемых горячим формообразованием. Винтовые пружины выполняются преимущественно из стальной проволоки классов I, II, IIa, III по ГОСТ 9389-75, а также из проволоки по ГОСТ 14963-78. В табл. 43 [8] приведены выдержки из стандарта ГОСТ 14959–69 для наиболее распространенных марок сталей. Марки сталей разбиты на группы в зависимости от прочности, что позволяет лучше видеть зависимость между временным сопротивлением, пределом текучести и удлинением. Добавка в качестве регулирующего элемента хрома или марганца улучшает прокаливаемость стали. Именно поэтому при большой толщине листов или при большем диаметре торсионов могут использоваться стали марок 50ХСА, 60С2Н2А, 60СГА и т.п.

В штампе чертежа указывается временное сопротивление, которое материал рессоры или пружины должен иметь после обработки с учетом поля допуска. Буква А после марки стали, означает, что сталь высококачественная, поэтому надпись в штампе чертежа будет иметь вид:

60С2А

σ_в =1500÷1600 Мпа.

Однако при расчете упругих элементов используется не временное сопротивление (σ_в), а напряжения, которые может выдержать материал при данном типе нагружения, т.е. при изгибе или кручении. Эти величины считаются допускаемыми верхними напряжениями, являясь функцией также указанных в табл. 22.4 [1] значений текучести σ_т. Уравнения для расчета допускаемых напряжений с учетом запаса прочности и коэффициента b₀ (который учитывает уменьшение прочности при толщине свыше 10 mm рис 2.10.6 [1]) будут иметь вид:

σ_{в доп0}1,2 σ_т b₀/;

_tдоп00,63 σ_т b₀/.

Для пружинных сталей предел текучести при кручении составляет около _t=0,63 σ_т в отличие от углеродистых улучшаемых сталей по стандарту ДИН 17200, для которых _t=0,58 σ_т.

Для создания легких конструкций при достаточно полном использовании возможностей материала следует принимать запас прочности на уровне всего =1,05…1,1. Превышение напряжений при проседании пружин и уменьшении высоты кузова практически невозможно в связи с наличием ограничителей хода.

Круглые прутки, используемые для изготовления винтовых пружин и торсионов, шлифуются, что обеспечивает высокую точность (допуск h9 по стандарту ИСО) и гладкую металлическую поверхность без концентраторов напряжения с высотой микронеровностей R_t15 мкм. Перед завершающей операцией нанесения ударопрочного антикоррозионного покрытия осуществляется дробеструйная обработка готовой пружины, что позволяет устранить последние имеющиеся концентраторы напряжений и обеспечить требуемое сопротивление усталости. При использовании высококачественной стали допускаемые напряжения _tA могут быть рассчитаны по формуле:

_tA=_t–0,159 _tm.

Предположив, что при пробое подвески напряжения в упругом элементе достигают предела текучести при кручении, вместо _tm подставляем _tF-_tA. В соответствии с табл. 1.1. [1] при знакопеременных нагрузках предел прочности при кручении _t0,29_b. Используя характерную для пружинных сталей величину _tF0,63_S, а также отношение предела текучести к временному сопротивлению =_S/_b0,92, получаем:

_tA=_t–0,159(_tF–_tA) 0,29 σ_в –0,159(0,63∙0,92∙ σ_в –_tA)0,24 σ_в.

Характеристики

Список файлов ВКР