книги из ГПНТБ / Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки

ДОВОДКА ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПОДВЕСКИ

Всесторонние испытания показали, что выбранные парамет­ ры подвески обеспечивают хорошую плавность хода автомобиля ЗИЛ -130 и достаточную долговечность основных детален и уз­ лов подвески. Однако для самосвала ЗИЛ-ММЗ-555 необходи­ ма была доводка отдельных деталей и узлов, так как этот авто­ мобиль предназначен для эксплуатации в тяжелых дорожных условиях. Доводке подверглись: сухари и накладки коренного листа задней подвески, узел крепления рессор к заднему мосту и узел крепления отъемного ушка к задней рессоре.

Сухари и накладки коренного листа задней рессоры

Поверхности скольжения сухарей и накладок скользящих концов передних н задних рессор автомобилей ЗИЛ-130 вначале имели пониженную твердость. В результате этого при эксплуата­ ции автомобилей в тяжелых дорожных условиях наблюдался повышенный износ указанных поверхностей. Поэтому было ис­ пытано несколько вариантов сухарей в сочетании с накладками коренного листа, имеющими твердость HRC 39—47. Средняя долговечность сухарей при эксплуатации в тяжелых дорожных условиях составила (в тыс. км):

Сухари с цементуемой поверхностью были внедрены в произ­ водство. Далее было проверено влияние твердости накладки на износостойкость пары сухарь — накладка. Результаты испыта­ ний приведены в табл. 51.

Из данных, приведенных в табл. 51, следует, что износ пары сухарь — накладка твердостью HRC 56—64 в 2—3 раза меньше износа пары сухарь — накладка твердостью HRC — 39—47.

51. Результаты испытаний серийного сухаря с накладками коренного листа рессоры различной твердости

141

По технологическим соображениям нижний предел твердости накладок оказалось возможным увеличить только до HRC 50.

Усиленный узел крепления рессор

кзаднему мосту

Впервоначально разработанной конструкции узла крепления рессор был выявлен дефект: срезались фиксирующие выдавки нижнего листа рессоры, что приводило к нарушению крепления рессоры к картеру заднего моста. Усиленный узел крепления от­ личался от серийного наличием в нижнем листе выдавки диа­ метром 2 0 мм, расположенной центрально и входящей в коничес­

кое отверстие подушки рессоры, а также применением литой накладки стремянок рессоры (как у автомобиля ЗИЛ-164А) взамен штампованной. Испытания показали, что долговечность опытного узла в несколько раз выше серийного.

Впроцессе эксплуатации автомобиля ЗИЛ-130- выявились

следующие недостатки крепления отъемного ушка (в основном задней рессоры): ослабление затяжки стремянки крепления ушка; разрушение стремянки, стопорной пластины гаек стремян­ ки и стопорной пластины болтов; ослабление гаек болтов креп­ ления ушка.

В результате доводочных работ был увеличен диаметр стре­ мянок с 16 до 2 0 мм, вместо стопорных пластин под гайки стре­

мянок было установлено по две пружинные шайбы, а под гайки болтов — по одной.

Установка двух пружинных шайб под каждую из гаек стре­ мянок позволила увеличить период работы крепления без необ­ ходимости производить очередное подтягивание гаек стремянок.

Для повышения надежности болтового соединения была раз­ работана новая конструкция крепления ушка, в которой два болта диаметром 16 мм заменены одним болтом диаметром 2 0 мм, а фиксирующие выдавки в коренном листе и в подкладке

ушка выполнены концентрпчно оси болта.

Испытания показали, что в условиях эксплуатации ослабле­ ние серийного крепления наступает после пробега автомобилем 3—4 тыс. км, а опытного — после пробега 30—40 тыс. км. Дан­ ная конструкция крепления ушка, на которую было получено

рочнения листов рессоры наклепом дробью на ее долговечность.1

1 Егоров В. П. и др. Рессора.— Изобретения, промышленные образцы, то­ варные знаки. М., 1968, № 10. (Авторское свидетельство № 213600, класс 63с, 40).

142

*БУ — без упрочнения; СУ — с упрочнением.

**Без поломки.

Втабл. 52 приведены сведения о поломках передних рессор

слистами, упрочненными дробью и неупрочненными. В резуль­ тате проведенных испытаний получены следующие данные:

1 Средняя долговечность передних рессор с листами, упроч­ ненными дробью, равна 41910 км (по восьми рессорам).

2.Средняя долговечность передних рессор с листами, не

упрочнения рессорных литов наклепом дробью, так как в тяже­ лых условиях эксплуатации автомобилей долговечность неупрочненных рессор снижается более чем на 2 0 % по сравнению с уп­

рочненными.

КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ АМОРТИЗАТОРОВ

Для гашения вертикальных колебаний колес и кузова, возни­ кающих при движении автомобиля по неровной дороге, передняя подвеска снабжена гидравлическими телескопическими аморти­ заторами двойного действия вместо менее эффективных в экс­ плуатации и более трудоемких в производстве амортизаторов рычажного типа (с 1958 г.).

Передние подвески автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 имеют примерно одинаковые параметры (табл. 53), поэтому было ре-

143

53. Параметры передних подвесок автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164

1 Параметры даны с округлением до 3% и сторону увеличения.

2 Характерна в начальный период эксплуатации; в процессе длительной эксплуатации трелие, как правило» возрастает на 50%, а в отдельных случаях и более.

шено применить на автомобиле ЗИЛ-130 амортизаторы автомо­ биля ЗИЛ-164, у которых в связи с этим были модернизированы узлы уплотнения штока и дросселирующей системы.

На рис. 51 показан амортизатор автомобиля ЗИЛ-164 и его узлы после модернизации. Штампованная гайка 7 изготовлена из листа толщиной 3 мм (раньше штамповалась из 2 -миллимет­

рового листа). Сальник 8 по-прежнему войлочный. Обойма 9 сальников сделана литой вместо штампованной в старой конст­ рукции амортизатора и центрируется относительно направляю­ щей 14 штока. Манжета 10 посажена на шток с большим натя­ гом. Тарелка 11 и поджимная пружина 12 манжеты сохранены без изменений. Уплотнительное кольцо 13 заменено на формо­ ванное с круглым поперечным сечением вместо кольца прямо­ угольного сечения, нарезаемого из резиновой трубы («викельный» сальник). Проходное сечение седла 19 клапана увеличено по диаметру до 7 мм вместо 5 мм. Плунжер 20 клапана сжатия имеет два окна (раньше одно).

На основании расчета, исследований рабочего процесса амор­ тизатора и проверки его эффективности в дорожных условиях был изменен клапан отдачи (рис. 52). Толщина дроссельного диска 2 была увеличена с 0 , 1 до 0 , 2 мм, а суммарная площадь

144

проходного сечения дроссельных отверстий — с 0 , 0 1 2 до

0,048 см2 Габаритные размеры амортизатора с достаточной точностью

определяются на основе энергетического баланса Г

7 8 9 10 11 12

15 18 1718 19 20 21

............../ /

В)

Рис. 51. Конструкция амортизатора автомобиля ЗИЛ-164:

дернизации (1962 г.); / —

4 — рабочий цилиндр; 5 —

Щ15 — корпус клапана сжа­

тия; 16 — тарелка впускного клапана; 17 — пластинчатая пружина; 18 — контргайка-огра- ннчнтель хода впускного клапана; 19 — седло клапана; 20 — плун­

жер; 21 — пружина клапана

Прочностной расчет носит в основном поверочный характер

IIего выполняют после определения характеристики сопротивле-

1Дербаремдикер А. Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М., Машиностроение, 1969.

ния амортизатора, от которой зависят перепады давлении в рабочих камерах и нагрузки на детали. Для ориентировочных расчетов автомобильных телескопических амортизаторов макси­ мальное давление в рабочем цилиндре обычно принимают рав­

ным 1 0 0 кгс/см2

Наибольшую сложность представляет расчет характеристи­ ки сопротивления амортизатора для конкретной подвески и оп­ ределение параметров дросселирующей системы. К моменту

Е = Лтр + Л

Предположив, что интенсивность колебаний в подвеске под­ держивается на некотором среднем уровне, выразим работу сил сухого трения и сил сопротивления амортизаторов за один пе­ риод колебаний, как обычно, через силы и путь или максималь­ ные амплитуды X относительных колебаний:

^ам = я/гСрХ2со = лРах,

где kcp — средний коэффициент сопротивления амортизаторов1; со — круговая частота колебаний в подвеске в 1 /с.

Обозначим коэффициенты сопротивления различных по силе сопротивления амортизаторов km и /ec p 2 и соответственно этому

1 Коэффициент сопротивления k характеризует темп нарастания силы сопротивления амортизатора в зависимости от роста скорости ѵп = ачо отно­ сительных перемещений его частей: Ра = kv„. Эта зависимость выражает ли­ нейную характеристику сопротивления амортизатора.

146

амплитуды относительных колебаний х, и х2 (динамические про­ гибы рессор). На основании принятого постоянства энергии, ко­ торая рассеивается в подвеске, имеем

4/7 трх1 + я6 ср1 х?а> = 4FTpx2+ я£ср2 х2 со.

Отсюда найдем амплитуду х2 для двух основных случаев:

1 ) при отсутствии амортизаторов или снижении их энергоем­ кости до нуля, что соответствует /гс р 2 = 0 :

2 ) при различной энергоемкости амортизаторов (йСр2 < &срі):

В качестве примера рассмотрим, как изменяются динамичес­ кие прогибы рессор в зависимости от эффективности амортиза­ торов при прочих равных условиях. При этом для расчета при­ нимаем /есрі = 6 кгс/см, что характерно в основном для колеба­

ний подрессоренных частей. Поэтому считаем частоту колебаний со ~ 1 2 1 /с, что достаточно близко к реальным величинам. На

рис. 53 показано увеличение амплитуд колебаний х2 при энерго­ емкости амортизаторов 0 и 50% по сравнению с амплитудами хь которые возможны в подвеске автомобиля при 1 0 0 %-ной энерго­

емкости амортизаторов. Кривыми 1 (рис. 53, а) ограничено поле амплитуд колебаний х2 в подвеске без амортизаторов, когда

гашение колебаний осуществляется лишь за счет сил FTр сухого межлистового трения, равных 200—400 кгс в покое. При колеба­ ниях сила трения скольжения может оказаться в 1,5—2 раза меньше указанных величин. Это также учтено в расчете. Кривы­ ми 2 ограничено поле амплитуд колебаний х2 подвески, соответ­ ствующих уменьшенной в 2 раза силе сопротивления амортиза­

торов, что возможно при нагреве амортизаторов автомобиля ЗИЛ-164 и после некоторого пробега.

На рис. 53, б даны аналогичные зависимости для амплитуд колебаний с частотой со = 55 1/с, которые характерны для неподрессоренных масс. Условия определения этих зависимостей те же, что и выше, но принято &Срі = 4 кгс-с/см с учетом работы амортизатора преимущественно на клапанном релсиме, когда темп роста силы Ра с увеличением скорости перемещений ѵп = = Хісо І5 г 2 0 см/с существенно снижается.

Таким образом, при одинаковой скорости движения автомо­ биля динамические прогибы рессор без амортизаторов увеличи­ ваются в среднем в 2 —3 раза, а при 50% энергоемкости аморти­

заторов— в 1,2— 1,3 раза по сравнению с амортизаторами со 1 0 0 %-ной энергоемкостью.

Вместе с тем очевидно, что сила сухого трения весьма суще­ ственно влияет на гашение колебаний и тем больше, чем мень­ ше амплитуда колебаний и сопротивление амортизаторов. Сле­ довательно, при расчете характеристики амортизатора необхо­ димо учитывать действие сил сухого трения в подвеске.

Неправильный выбор сопротивления амортизатора, как и от­ сутствие амортизаторов в подвеске, могут привести не только к увеличению динамических прогибов рессор или к их блокиров-

Рис. 53. Зависимости амплитуд колебаний (динамических прогибов) в подвеске от сил сухого трения Frp и различ­ ного сопротивления амортизаторов:

ке, но и к снижению средней эксплуатационной скорости движе­ ния автомобиля вследствие ухудшения плавности хода. Это обусловлено тем, что водитель может влиять на изменение коле­ бательного режима в подвеске и плавности хода автомобиля только путем изменения скорости его движения.

Если принять линейную зависимость между скоростью дви­ жения автомобиля и средней величиной относительных переме­

щений в подвеске, то отношение амплитуд ß = — (рис. 54) ори-

ентировочно покажет, во сколько раз может оказаться необхо­ димым снизить среднюю скорость движения, чтобы не допустить больших ускорений колебаний, пробоев в подвеске и т. п. Это общее положение достаточно хорошо согласуется с эксперимен­ тальными данными, полученными при испытаниях разных авто­ мобилей, в том числе и грузовых в дорожных условиях.

Исходным в расчете характеристики сопротивления аморти­ затора являлось задание коэффициента апериодичности фм =

148

= 0,25, позволяющего определить важнейший параметр — коэф­ фициент сопротивления подвески К, от которого зависит эффек­ тивность гашения колебаний подрессорных частей К

Порядок определения коэффициента сопротивления k\ амор­ тизатора с линейной характеристикой с учетом минимальной си­ лы тр-ения в подвеске, если задан коэффициент фм, можно про­ следить по табл. 54. Из формулы для k\ следует, что рассеивае-

Рис. 54. Зависимость относительного увели­ чения амплитуд колебаний ß от коэффици­ ента сопротивления амортизаторов fecp (за амортизатор со 100%-ной энергоемкостью принят амортизатор, у которого fecp =

= 6 кгс-с/см, при этом Дтр = 200 кгс)

мая подвеской энергия Е ~ лКх2а>. При этом сила межлистового трения Frp ÄS 2 0 0 кгс.

Критическую амплитуду колебаний подрессоренных частей определяем по величине трудно переносимых для человеческого

Я *КрШ

1 Коэффициент апериодичности или относительного затухания является своего рода критерием подобия линейных колебательных систем и определя­

ется как отношение

фм = К/2Л4со,

где М — подрессоренная масса.

149

организма ускорений, значение которых равно приблизительно 0,5g (где g — ускорение свободного падения). Расчет в данном случае ориентирован на низкочастотные колебания, поэтому с до­ статочной точностью можно принять, что амплитуда колебаний подрессоренных частей равна амплитуде относительных переме­ щении в подвеске.

Критическую амплитуду колебаний .ѵ1ф можно принять и в ка­ честве наиболее вероятного предела возможных амплитуд коле­ баний подрессоренных частей. Тогда по д'кр можно найти ско­ рость колебаний, при которой должны включаться в работу раз­

грузочные клапаны амортизатора (л'Іф = х];рым ~ 40 -ь 45 см/с). При уточнении характеристики амортизаторов автомобиля ЗИЛ-164 применительно к автомобилю ЗИЛ-130 на первом эта­ пе не ставилась задача существенного изменения характеристи­ ки клапанов. Это было связано с тем, что силу сопротивления сжатию нельзя было увеличивать, так как пружина модернизи­ рованного клапана сжатия имела минимально допустимый запас усталостной прочности ( — 1 ,3) при регулировке по верхнему

пределу, оговоренному в ТУ. В то же время возможное по со­ ображениям прочности увеличение силы сопротивления при от­ даче в этом случае привело бы к чрезмерной несимметричности характеристики. Поэтому дальнейший расчет характеристики сводится к определению коэффициента сопротивления амортиза­ тора на дроссельном режиме при отдаче.

Известно, что при одинаковой площади проходных сечений дроссельных отверстий соответствующим выбором их формы можно обеспечить как линейную, так и квадратичную характе­ ристики сопротивления амортизатора на начальном участке (в диапазоне эксплуатационных температур, исключая зимние) •. Использование рабочих жидкостей с малой вязкостью обуслов­ ливает в большинстве случаев сопротивление дроссельных отвер­ стий, пропорциональное квадрату скорости течения жидкости 1.2

Очевидно, что амортизатор с реальной квадратичной харак­ теристикой сопротивления должен быть эквивалентен по энерго­ емкости амортизатору с принятой для расчета теоретической ли­ нейной характеристикой сопротивления при некоторых условиях, которые рассматриваются ниже (рис. 55).

Энергию, рассеиваемую амортизаторами с линейной и квадра­ тичной характеристиками сопротивления, можно оценить в пер­ вом приближении по площади под характеристикой, т. е. под линиями 1 и 2, в пределах от 0 до критической скорости оп кр =

= х'крсо Равенство этих площадей, т. е. заштрихованных площа­ док 0.4 и АВС между линиями 1 и 2, возможно при определен­

1 См. сноску на стр. 145.

2 Зависимость Ра = k2v п — квадратичная характеристика сопротивления амортизатора.

150