F1 = Ayv + Asv = 6675,66 + 407,57 = 7083,23 Н.
Au = Asu – Ayu = 2578,85 – 1055,05 = 1523,8 Н.
Осуществляем проверку разложения сил:
√Ах2² + Ау2² + Аz2² = √Au² + At² + F1² ;
√2696,32² + 6758,79² + 290,28² = √1523,8² + 733,29² + 7083,23² ;
7282,56 ≈ 7282,3.
Aquer = √Au² + At² = √1523,8² + 733,29² = 1691,06 Н.
Сила в направляющей втулке амортиизаторной стойки:
с2 = Aquer ℓ′ / (ℓ′2 - о′2) = 1691,06 · 0,347 / (0,347 – 0,072) = 2133,81 Н.
Сила, действующая на поршень:
К2 = с2 - Aquer = 2133,81 – 1691,06 = 442,75 Н.
Изгибающий момент в штоке амортизатора:
Мк2 = Aquer · о′2 = 1691,06 · 0,072 = 121,76 Н м.
Т. к. изгибающий момент для этого случая меньше моментов прочности для случая максимальной вертикальной нагрузки выполняется.
Минимальный диаметр штока dmin = 20 мм.
5.3.5 Силы, действующие при полном ходе отбоя колеса
Чтобы учесть все напряжения изгиба в штоке амортизатора, следует рассматривать действия боковых сил от поперечных составляющих неровностей дороги при крайнем нижнем положении колеса (рис. 5.11). При этом ограничитель хода отбоя, закрепленный на штоке амортизатора, упирается в направляющую втулку штока в зоне точки С.
Определяем угол β4:
Рис. 5.11 Изменение положения рычага при полном ходе отбоя
; β4=19º
Определение углов наклона оси поворота δ4 и развала колеса γ4.
В этом случае не будем пренебрегать изменением угла α между осью поворота и осью амортизатора, как это было сделано в случае максимальной вертикальной нагрузки (случай 2 п.5.3.4) из-за ничтожного его изменения в сравнении с изменением угла δo → δ2. Так как очень сложно учесть все факторы, влияющие на изменение развала γ, то единственными критериями оценки изменения угла α можно считать кратчайшее расстояние от центра шаровой опоры до оси амортизатора и угол δo – α = 8° между осью колеса и осью амортизатора, которые неизменны при любом положении подвески.
Угол δ4 определяем графически с учетом масштаба по рис. 5.12 через соотношение:
соs δ4 = j/q = 0,671 /0,685 = 0,9796,
что соответствует δ4 = 11°36′.
Аналогично определяем угол α4 :
sinα4= t/q= 0,045 / 0,685 = 0,0571, α4 ≈ 3°44′.
Находим развал при полном ходе отбоя:
g4=(d4-a4)-(d0-a)=(11°36¢-3°44¢)-(15°-7°)= -0,08¢.
Составляем уравнение моментов относительно т.А:
SМА:S1[d+fm+(c+o)cosd0+f2]+BX4[(c+o)cos d0+f2]-
-BY4[(c+o)cos d0+f2]sin d4/cosd4=0
Учитывая, что BX4=BY4∙Ctg b4 и sin d4/cos d4=tg d4:
BX4= -469,96∙2,904= -1364,76 H.
Силы в точке А:
-Aх4+Bх4+S1=0; -Aу4+Bу4=0;
Aх4=Bх4+S1; Aу4=Bу4;
Aх4= -1364,76+981= -383,76 H; Aу4= -469,96 H.
Aуt=Aу4∙cos (d4-a4)= -469,96∙0,9979= -468,97 H.
Aуs=Aу4∙sin (d4-a4)= -469,96∙0,0651= -30,59 H.
Aхt=Aх4∙sin (d4-a4)= -383,76∙0,0651= -24,98 H.
Aхs=Aх4∙cos(d4-a4)= -383,76∙0,9979= -382,95 H.
As=Aхs–Aуs= -382,95–(-30,59)= -352,36 H.
At=Aуt+Aхt= -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:
606,74»606,75.
O¢4=O¢+f2/ix=0,136+0,085/1,0112=0,2186 м.
Сила в направляющей втулке амортизаторной стойки:
C4=AS∙l¢/(l¢-O¢4)= -352,36∙0,347/(0,347- -0,2186) = -952,25 H.
Сила, действующая на поршень:
K4=C4-AS= -952,25–(-352,36)= -599,89 H.
Момент, изгибающий шток:
MK4=AS∙O¢4= -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 (nII » 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 nIIV=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 CIV,h – жесткость шины, KF – коэффициент повышения жесткости, который учитывает ее рост с увеличением скорости. После подстановки массы mI оси и жесткости СI 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 nIV,h является функцией массы оси mIV,h, жесткости подвески C2V,h (см. рис. 6.1, 6.2), жесткости шины C1V,h и приведенного к колесу коэффициента сопротивления амортизатора KIIV,h. Дополнительно влияние оказывает скорость движения, которая учитывается с помощью коэффициента KF.
Частота колебаний кузова nIIV,h зависит не только от подрессоренной массы m2V,h и жесткости подвески C2V,h но также от массы оси m1V,h, жесткости шины C1V,h, коэффициента KF и коэффициента сопротивления амортизатора KIIV,h.
Частота колебаний подрессоренных масс у легковых автомобилей со стальными упругими элементами составляет для передней оси nIIV=55…80 мин-1 и для задней оси nIIh=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 sд) 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 sд. 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 sд будем использовать опытные данные, полученные анализом существующих моделей автомобилей. В этом случае величину sд определим по формуле:
sд= ke∙sст = 0,8∙135 = 108 мм,
где ke=0,6÷1 — для малых и средних легковых автомобилей [15, стр.4].
Величину хода подвески до касания буфера сжатия sсб определим по формуле:
sсб = ke´∙sд = 0,6∙108 = 65 мм,
где ke´= 0,6÷0,7 — для легковых автомобилей [15, стр.4].
Величина хода, до срабатывания буфера отдачи, sоб :
sоб = kоб∙ sсб = 1,3∙65 = 85 мм,
где kоб= 0,7÷1,5 — для передних подвесок [15, стр.4].
Важным параметром упругой характеристики являетсязначение максимальной силы Nmax, возникающей в конце полного хода сжатия sд. 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 Nmax определяем по формуле:
Nmax= kд∙N´vo= 3∙2596,5 = 7789,5 Н,
где kд=3 — коэффициент динамичности для легковых автомобилей [15, стр.4].
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14
