
- •Введение
- •1 Определение мощности и выбор типа двигателя
- •2 Расчет и построение скоростной характеристики двигателя
- •3 Определение и выбор передаточных чисел трансмиссии
- •4 Расчет и построение тягово-динамических характеристик
- •5 Анализ тяговых свойств машины
- •6 Определение нагрузок на оси и колеса машины
- •7 Продольная и поперечная устойчивость машин
- •8 Производительность машин
- •9 Расчет узла
- •10 Выбор основных узлов автомобиля
- •10.1 Сцепление
- •10.2 Коробка передач
- •10.3 Раздаточная коробка
- •10.4 Карданная передача
- •10.5 Задний, средний и передний мосты
- •10.6 Передняя подвеска
- •10.7 Задняя подвеска
- •10.8 Рулевое управление
- •10.9 Тормозная система
- •Заключение
- •Список использованных источников
9 Расчет узла
Передняя рессорная подвеска
Подвеска представляет собой группу деталей, связывающих колеса машины с ее несущим кузовом или рамой. По функциональному назначению детали подвески разделяются на три группы: направляющие устройства, упругие элементы и демпфирующие устройства. Упругими элементами подвесок могут служить листовые рессоры, витые пружины, торсионы, пневматические, гидропневматические и резиновые элементы.
При расчете листовой рессоры определяют ее прогиб и напряжение изгиба от внешней нагрузки в коренном листе, где оно имеет максимальное значение. В общем виде статический прогиб рессоры под действием вертикальной нагрузки Р может быть определен по приближенным формулам.
Вначале определяется статическая расчетная нагрузка Рс на рессору:
,
(9.1)
где Z0=Z1cm – усилие для передней подвески груженого автомобиля;
Z0 =Z2cm – усилие для задней подвески машины 4К2 и 4К4;
Z0 =Z2cm+Z3cm – усилие для задней подвески машины 6К4 и 6К6;
Кi – коэффициент неподрессоренных масс (К1 – для передней, К2 –
для задней подвесок);
Gа – сила веса автомобиля в снаряженном состоянии (без груза), Н.
;
(9.2)
,
(9.3)
m1 и m2 – сила веса неподрессоренных частей передней и задней подвесок, Н.
м2·МПа.
С целью улучшения эксплуатационных свойств автомобиля при торможении принимаются несимметричные рессоры, увеличивающие сопротивления крену и «клевкам».
Выбираются параметры рессоры длина − ℓ, количество листов – n, ширина листов – в, толщина листов – h и др. При выборе поперечного сечения листов необходимо соблюдать соотношение 6<в/h<10.
Рекомендуемые параметры подвески колесных машин:
Жесткость рессоры при статическом прогибе, н/м: 2,75*105;
Прогиб рессоры, м:
Статический при полной нагрузке fс: 0,075;
Предельный fn: 0,16;
Рабочая длина рессоры, м: 1,55;
Расстояние между стремянками, м: 0,175;
Количество листов в рессоре, шт: 14;
Ширина листов рессоры, м: 0,085;
Толщина листов рессоры, м: 0,0085;
Коэффициент неподрессорных масс: К1=0,125;
Частота собственных колебаний, Гц:1,5;
Динамический коэффициент подвески при полной нагрузке: 3.
Момент инерции рессоры:
;
(9.4)
м4.
Коэффициент деформации δр в рессорах зависит от формы концов и числа листов одинаковой длины, расположения хомутов и т. д.В зависимости от конструкции рессоры принимают δр=1,25…1,45. Примем δр=1,35.
Прогиб симметрической рессоры определяется по формуле:
,
(9.4)
где lЭ= l − l0 – эффективная длина рессоры, м;
l – полная длина, м;
l0 – расстояние между стремянками, м;
Е – модуль упругости первого рода (0,22·1012Па);
Jо – суммарный момент инерции всех листов в среднем сечении рессоры, м4;
δР – коэффициент деформации.
м.
Рисунок 9.1— Схема сил, действующих на рессоры
Отношение прогиба передней рессоры к прогибу задней должно быть
1,0…0,65. Коэффициент жесткости рессоры определяется по
формуле:
;
(9.5)
.
При уточненном расчете напряжение определяется в каждом отдельном листе с учетом расчетной нагрузки, силы сопротивления качению, тормозного усилия, монтажных напряжений, возникающих в процессе сборки.
Напряжение в коренном листе рессоры:
,
(9.6)
где hК – толщина коренного листа, м.
.
Для изготовления рессор принимаются рессорно-пружинные стали 55С2; 60С2ХА; 50ХГ; 45ХНМФА.
При статическом прогибе допускается напряжение 400…500 МПа, а при динамическом – 900…1000 МПа.
Динамический ход рессоры fд находится в зависимости от статического прогиба:
fд = (0,5...1,0) fС ; (9.7)
fд = 0,75·0,112=0,084.
При этом уменьшение величины fд способствует повышению плавности хода автомобиля.
Полный прогиб рессоры:
fп= fC + fд ; (9.8)
fп=0,112+0,084=0,196.
Энергоемкость подвески оценивается коэффициентом динамичности:
Кд = Рm / Pc , (9.9)
где Рm – максимальная сила упругости, создаваемая рессорой, которая
определяется по предельному прогибу fn:
;
(9.10)
м2·МПа.;
;
Приближенная собственная частота колебаний подрессорной массы:
;
(9.11)
.
Все выбранные и расчетные параметры не должны отличаться от рекомендованных.
Расчет амортизатора. В качестве демпфирующих элементов в современных автомобильных подвесках используются гидравлические телескопические амортизаторы двухстороннего действия. При расчете амортизатора определяется величина подрессорной массы, приходящаяся на рассчитываемый мост полностью груженого автомобиля:
М = Ма − КМ0, (9.12)
где Ма – полная масса автомобиля, приходящаяся на рассчитываемый
мост, кг;
М0 – собственная масса автомобиля, приходящаяся на рассчитывае-
мый мост, кг;
К – коэффициент неподрессорных масс.
кг.
Гашение колебаний колес и кузова, повышающих плавность хода и устойчивость автомобиля оценивается коэффициентом сопротивления подвески:
,
(9.13)
где ψ – коэффициент апериодичности или относительного затухания, в расчетах принимают равным ψ=0,2…0,3;
ω=11,3…15 – круговая частота колебаний, с-1.
;
С – жесткость упругого элемента, Н/м.
Подставляя значение ω, окончательно получим для подвески одного колеса:
;
(9.14)
.
Соотношение между коэффициентами отбоя Кпо и сжатия Кпс амортизатора принимают в пределах Кпо / Кпс = 2...5.
;
;
;
;
.
Из этих выражений по определенному Кп находят величины Кпо и Кпс. Коэффициенты сопротивления амортизатора определяются выражениями:
;
(9.15)
,
(9.16)
где iП – передаточное число подвески (установки амортизатора);
iП = 1,65…2,0 – для независимых подвесок;
iП = 1 – для зависимых подвесок;
γ – угол наклона амортизатора от вертикали (принимается по прототипу).
;
.
Сила сопротивления амортизатора на штоке при ходе отдачи Р0 и сила сопротивления амортизатора при ходе сжатия определяется по формулам:
,
(9.17)
.
(9.18)
где ϑп =0,2…0,3 – расчетная скорость поршня амортизатора, соответствующая моменту открытия клапанов, м/с;
m – показатель степени, зависящий от конструкции клапанов, про-
ходных сечений клапанов отверстий, вязкости жидкости;
m=1 – для амортизаторов с линейной характеристикой сопротивле-
ния;
m=2 – для амортизаторов с квадратичной характеристикой сопротив-
ления.
м2·МПа.;
м2·МПа..
По силам сопротивления определяются основные размеры амортизатора: диаметр штока dШ, диаметр dn и ход поршня Sn.
Сила сопротивления при сжатии амортизатора:
,
(9.19)
где АШ – площадь штока, м2;
ρс max – максимальное давление под поршнем принять равным
2,5…5,0 МПа.
.
(9.20)
Сила сопротивления при отдаче:
;
(9.21)
где АП
– площадь
поршня
,
м2;
ρomax = 2,5...5,0МПа – давление над поршнем.
По силам сопротивления на штоке при ходе сжатия Рс и отбоя Ро определяются основные размеры амортизатора: диаметр штока dш, диаметр поршня dn и ход поршня Sn.
,
откуда
.(9.22)
В зависимости от диаметра поршня, диаметр штока и ход поршня обычно находятся в пределах dш=(0,4…0,5)dn; Sn=(3…5)dn.
;
;
;
;
;
;
;
;
м2·МПа.