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.

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/ n²_k. Для обеспечения необходимой комфортабельности езды n_k 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; n_i - 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 ℓ ₁ ≠ ℓ 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:

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 ℑ_n, W_n -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 m_τ 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 m_p 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 σ_u ℓ₁²/fE, затем в произвольном сечении на расстоянии x от ушка рессоры:

Постоянную ширину листа рассчитывают по формуле

B₃ =4,5E_c/σ_u²h³ℓ₁, 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 B_x- ширина листа в сечении, соответствующем толщине h_x,.

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.

1.3.2. Расчет амортизатора

В процессе расчета телескопического амортизатора определяют следующие конструктивные параметры: наружный диаметр D_н, длину l = (3...5) D_н, диаметр поршня d площади поперечных сечений отверс­тий клапанов отбоя f_кл0 и сжатия f_клс коэффициенты сопротивле­ния разгрузочных клапанов при ходах отбоя k_op и сжатия k_cp.

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(k_o + k_c) V²_aM (7.13)

где k_o, k_c -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; V_aM -расчетная скорость перемещения поршня амортизатора, равная 0,20,..0,30 м/с.

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

k₀ V_aM < j₀P/g k_c V_aM < j_cP/g (7.14)

где j₀, j_c вертикальные ускоренияподрессоренной массы соответст­венно при ходах отбоя и сжатия,м/c² (j_c ≈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); T_{a max} - максимальная допустимая температура наружных стенок амортизатора при работе в течении 1 ч, равная 383…403 К; t_B-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: 2499; Нарушение авторских прав