Главная Случайная страница


Полезное:

Как сделать разговор полезным и приятным Как сделать объемную звезду своими руками Как сделать то, что делать не хочется? Как сделать погремушку Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами Как сделать идею коммерческой Как сделать хорошую растяжку ног? Как сделать наш разум здоровым? Как сделать, чтобы люди обманывали меньше Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили? Как сделать лучше себе и другим людям Как сделать свидание интересным?


Категории:

АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника






Расчет и конструирование подвесок автомобилей





 

7.1 Расчет и конструирование рессор

 

Вначале определяем параметры эквивалентной однолистовой рессо­ры, (длину выпрямленного коренного листа, момент инерции центрально­го сечения, коэффициенты формы и прогиба), а затем находим парамет­ры многолистовой рессоры: ширину и число листов, длину коренного и последующих листов рессоры, радиусы кривизны листов и радиусы вы­гиба листовой рессоры, жесткость многолистовой рессоры с учетом длины заделки. Расчет завершается построением характеристики много­листовой рессоры.

 
 

Схема для расчета листовой рессоры на прочность (рис. 7.1) осно­вана на допущении чистого из­гиба эквивалентной балки пос­тоянной толщины, имеющей рав­ные с проектируемой рессорой длину L между центрами ушек выпрямленного коренного листа, момент инерции ℑ и сопротив­ление W центрального сече­ния.

Рисунок 7.1 – Схема для расчета рессоры

 

Характеристика эквива­лентной рессоры определяется зависимостью:

, (7.1)

где Р - нагрузка на рессору нагруженного автотранспортного средства, равная массе, приходящейся на колесо без учета массы неподрессоренных частей и половины массы деталей, связывающих неподрессоренные части с подрессоренными; f - статический прогиб рессоры, выбираемый по числу колебаний подрессоренный массы n k из выражения f =9∙104/ n2k. Для обеспечения необходимой комфортабельности езды nk должно находиться в пределах 50…70 колебаний в минуту для легковых автомобилей и 80…120 для грузовых автомобилей; ℑ - момент инерции центрального сечения в плоскости закрепления с помощью стремянок и накладок рессоры:

- коэффициент увеличения прогиба рессоры;

- коэффициент формы рессоры; ni - число листов, по длине равных коренному; n - общее число листов.

Жестокость и напряжение симметричной рессоры соответственно:

;

(7.2)

В редких случаях, когда рессора несимметрична (с целью уменьшения "клевков" и "приседания" автомобиля или лучшего совмещения кинематики подвески, рулевого привода и карданного вала), т.е. когда 1 2 ≠ L/2, прогиб и напряжение соответственно:

, (7.3)

В формулах (2) и (3) длина рессоры берется полной. Зависимость приращения жестокости рессоры от отношения длины заделки d к общей длине рессоры L следующая:

d/L 0,06 0,07 0,08 0,08 0,10
c,% 7,5 8,2      

Теоретически необходимая масса рессоры, полученная из условия накопления потенциальной энергии под нагрузкой P;

(7.4)

 

Где λ=(E∙0,00786/2)∙(9(2- β)/ δ) - постоянная, зависящая от формы рессора.

Из формулы (4) следует, что масса рессоры зависит от коэффици­ента формы, стрелы прогиба, статической нагрузки и напряжения, обусловленного этой нагрузкой, и не зависит от ее длины и ширины (при выборе длины и ширины листа исходят из практических соображе­ний, приведенных далее).

С ростом β уменьшается коэффициент λ, следовательно, умень­шается масса рессоры. Чем меньше ni,тем больше β и меньше, λ следовательно, легче рессора. Увеличение общего числа листов рессо­ры также снижает ее массу.

В тех случаях, когда необходимо увеличить толщину коренного листа или подобрать суммарный момент инерции рессоры для получения требуемой жесткости подвески, используется несколько групп листов различной толщины. Металлоемкость рессор вследствие увеличения тол­щины коренного листа возрастает, так как увеличивается коэффициент λ.

Поэтому необходимо стремиться к проектированию рессоры с одина­ковой толщиной листов.

Ширину и число листов при заданном напряжении можно определить исходя из необходимого момента инерции в центральном сечении, кото­рый для симметричной и несимметричной рессор определяют соответст­венно по следующим формулам:

, (7.5)

Задавшись вначале толщиной листов h, ширину листов выбирают из установленного сортамента (табл. I) так, чтобы b<b/n<10. Если рессора состоит из листов одинаковой толщины, их число

(7.6)

Если рессрра комплектуется из листов различной толщины, различ­ные радиусы кривизны листов, помимо разгрузки коренного листа, спо­собствуют выравниванию напряжений в последующих листах. Если заданы радиусы кривизны листов в свободном состоянии, то при использовании метода равной кривизны и допущении, что каждый лист рессоры при сборке испытывает чистый изгиб от равных и противоположно направ­ленных моментов, действующих на концах листов, можно определить предварительные напряжения в листах собранной рессоры

(7.7)

где n, Wn -соответственно момент инерции и сопротивления n -го листа; R0 -радиус кривизны n-го листа в свободном состоянии; R0 -радиус кривизны собранной рессоры, равный радиусу кривизны всех листов рессоры.

Отметим, что для большинства рессор с одинаковой толщиной лис­тов предварительные напряжения незначительны и различная кривизна листов в свободном состоянии необходима лишь для плотного прилега­ния листов друг к другу, нарушающегося из-за остаточных деформаций, а также для одновременной работы всех листов, уже при минимальных нагрузках.

Радиус кривизны собранной рессоры (радиус выгиба) определяют иа условия равенства его статическому прогибу (предварительно опре­деленному согласно требованиям к плавности хода автомобиля), т.е. рессора при полной статической нагрузке должна быть выпрямленной;

 

(7.8)

 

где f -статический прогиб, равный выгибу рессоры.

Если радиусы кривизны листов рессор в свободном состоянии не известны, то, задавшись сборочными напряжениями, рапными в среднем для подкоренных листов10...50 МПа, а для коренных - 30..,40 МПа [2], их можно найти по преобразовательной формуле (II).

(7.9)

где h -толщина листа.

Стрелу выгиба каждого листа рессоры рассчитывают по преобразовательной формуле (12):

(7.10)

Поскольку рессора, помимо вертикальной нагрузки, воспринимает тяговую и тормозную силы, передаваемые от колес к раме, и скручи­вающие моменты, вызванные боковыми силами, т.е. выполняет функции направляющего устройства, следует рассчитывать сложные дополнительные напряжения от этих сил и моментов.

Элементы конструкций рессор должны быть рассчитаны с учетом дорожных условий, наибольшего коэффициента сцепления (φ =I) и соответствующего перераспределения нагрузок при трогании и тормо­жении, при кренах на повороте и уклоне в процессе движения автомо­биля.

Для несимметричной рессоры схема сил, действующих на нее при торможении, показана на рис. 4.

Суммарные напряжения в перед­ней половине листа, возникающие приторможении автомобиля;

(7.11)

Аналогично выводят 'формулы для расчета рессор под действием тяго­вой силы. Коэффициент перераспределения массы mτ при торможении для передней оси принимают равным-1,05...1,2; для задней - 0,8...0,95. Для ведущей оси коэффициент перераспределения массы от тяговой силы mp принимают 1,1…1,4.

Дальнейшее совершенствование листовых рессор - создание однолистовых рессор.

Полагают,что отсутствие меж листового трения в однолистовой рессоре, обеспечивающего стойкое антикоррозионное покрытие на шли­фованной поверхности листа, подвергнутой дробеструйной обработке, совершенная форма (балки равного сопротивления) профилированного листа позволяют повысить максимальные напряжения в рессоре, спо­собствуя снижению металлоемкости и повышению ее долговечности.

Помимо треугольной однолистовой рессоры равной толщины, воз­можны конструкции однолистовых параболических рессор постоянной ширины и переменной толщины, а также с переменными как шириной, гак и толщиной.

Основные размеры однолистовой рессоры равной толщины определя­ют по формулам (I) - (4).

Для проектирования параболической рессоры, предварительно оп­ределив длину листа о учетом вопросов плавности хода, компоновочных возможностей, кинематики подвески, рулевого привода, а в подвесках ведущих колес - кинематики карданного вала, вначале находят толщину листа в месте заделки по формуле h3 = 1,33 σu 12/fE, затем в произвольном сечении на расстоянии x от ушка рессоры:

Постоянную ширину листа рассчитывают по формуле

B3 =4,5Ecu2h31, которая может быть использована для однолистовых рессор с переменными толщиной и шириной.

Толщину листа в произвольном сечении на расстоянии х от ушка рессоры с достаточной точностью определяют из выражения

(7.12)

 

 

где Bx- ширина листа в сечении, соответствующем толщине hx,.

Следует отметить неприемлемость размещения в подвеске автомо­биля однолистовой рессоры взамен многолистовой такой же ширины вследствие значительно большей длины. Возможное сокращение длины однолистовой рессоры вследствие уширения листа сопряжено, помимо резкого возрастания скручивающих напряжений, с трудностями компо­новки. По этой причине однолистовые рессоры редко используются.

Лишь сочетание нескольких одинаковой длины и ширины параболических листов, изолированных прокладками, позволяет почти вдвое снизить металлоемкость рессоры по сравнению с многолиcтовой при одних и тех же нагрузке, жесткости и напряжении. Полную реализацию положи­тельных свойств однолистовой рессоры связывают с использованием композиционных материалов.

В табл. 2 приведены характеристики стали, используемой для из­готовления листовых рессор.

Марка стали Рекомендуемая температура, 0С Нормы механических свойств
закалка отпуск σТ,МПа σВ, МПа δ, %
65Г          
55С2А          
30С2А          
50ХГ          
60С2ХА          
50ХГА          

 

 

1.3.2. Расчет амортизатора

В процессе расчета телескопического амортизатора определяют следующие конструктивные параметры: наружный диаметр Dн, длину l = (3...5) Dн, диаметр поршня d площади поперечных сечений отверс­тий клапанов отбоя fкл0 и сжатия fклс коэффициенты сопротивле­ния разгрузочных клапанов при ходах отбоя kop и сжатия kcp.

Диаметры поршня и штока определяют из условия недопущения повы­шения, давления более 5 МПа. Диаметр штока d ш определяет объем ком­пенсационной камеры, в которую вливается вытесняемая штоком жид­кость. Полагают, что объем компенсационной камеры должен в 8 раза превышать объем штока при полном ходе.

Расчет основывается на определении поглощаемой амортизатором мощности, Дж:

N = 0,5(ko + kc) V2aM (7.13)

где ko, kc -коэффициенты сопротивления амортизатора при ходах сжатия и отбоя, кНžс/м, равные соответственно 0,8...1,4 и 2,4...6,0 для легковых автомобилей, 1,0.,.3,0 и 4,О...9,0 - для грузовых,-1,0…4,0 и 5,О...12,0 - для автобусов; VaM -расчетная скорость перемещения поршня амортизатора, равная 0,20,..0,30 м/с.

Для того чтобы амортизатор не нарушил плавность' хода автомобиля, при выборе ko и kc -необходимо выдержать соотношения

 

k0 VaM < j0P/g kc VaM < jcP/g (7.14)

 

где j0, jc вертикальные ускоренияподрессоренной массы соответст­венно при ходах отбоя и сжатия,м/c2 (jc ≈1,00…1,75, j0 2,57…4,00); Р- статическая нагрузка, кН; g= 9,81м/c2 - ускорение свободного падения.

Максимальные усилия, передаваемые через амортизатор: и не должны превышать 600…800 Н.

Площадь наружной поверхности амортизатора:

(7.15)

где α - коэффициент теплоотдачи, равный 60...80 Вт/(м2∙К); Ta max - максимальная допустимая температура наружных стенок амортизатора при работе в течении 1 ч, равная 383…403 К; tB-температура окружающей среды, К.

 

Выбрав по конструктивным соображениям длину амортизатора ^ можно определить его диаметр

(7.16)

Площади поперечных сечений калиброванных отверстий клапанов при ходах отбоя и сжатия

 

Список литературы

 

1. Автомобили ∕ А.В. Богатырев, Ю.К. Есеновский-Лашков, М.Л. Насо-новский, В.А. Чернышев ∕ Под ред. А.В. Богатырева. – М.: КолосС, 2004. – 493 с.: ил.

2. Вахламов В.К. Подвижной состав автомобильного транспорта: Учеб-ник для СПУЗ. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 480 с.

3. Вахламов В.К. Автомобили. Эксплуатационные свойства: Учебник для вузов. – М.: Издательский центр «Академия», 2005. – 240 с.

4. Фаробин Я.Е., Тараненко П.И. Основы теории движения скоростного автомобиля. Учебное пособие. – М.: Изд. МАДИ, 1995. – 70 с.

5. Вольченко Н.А. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Эксплуатационные свойства автомобилей». Ч. 1-6. – Краснодар: КубГТУ, 1999.

 

 

Приложение А

(обязательное)

Форма титульного листа

 

Федеральное агентство по образованию

 

Date: 2016-01-20; view: 2409; Нарушение авторских прав; Помощь в написании работы --> СЮДА...



mydocx.ru - 2015-2024 year. (0.006 sec.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав - Пожаловаться на публикацию