ЗАДАНИЕ 11

5.

Таблица 5
Теоретическая зависимость внутреннего угла поворота колеса от наружного

θн, град θвн, град 0 0,00 10,00 10,83 20,00 23,47 30,00 37,84
По результатам табл. и табл. строим графики зависимости углов поворота (Рис. 7).




Рис. 7. График теоретической и реальной зависимости углов поворота колес.

Так как теоретическая и реальная зависимость при предельном угле поворота колес не расходятся более чем на 10 процентов, то расчетные геометрические параметры рулевой трапеции можно считать приемлемыми.

3.5. Расчёт упругой характеристики передней подвески
Задаем частоту собственных колебаний подрессоренной массы автомобиля при проектной нагрузке (Мг = 320 кг):
- для передней оси nа = kn ·nb = 1,05·78 = 82 мин -1, где коэффициент kn учитывает отношение собственных частот колебаний подвески передней и задней оси. Для подвески переднеприводных легковых автомобилей отношение частот kn = nа /nb= 1,05...1,06.
- Статический прогиб передней подвески при проектной нагрузке:
fа.ст = (300/nа)2 = (300/82)2 = 13,4 см.
- Учитывая, что автомобиль предназначен для эксплуатации преимущественно по дорогам 1 и 2 категории принимаем для передних колес значение хода сжатия относительно проектной нагрузки fа.с = 7,6 см.
- Полный прогиб подвески
fа.п = fа.ст + fа.с = 13,4 + 7,6 = 21 см.
- Приведенная жесткость передней подвески
Ск.а = Рк41 /fа.ст = 3,281/0,134 = 24,5 кН/м.
- Ход отбоя принимаем равным ходу сжатия fа.о = fа.с = 7,6 см.
- Ход сжатия от проектной нагрузки до включения буфера

где Ркаg = 4,5 кН - упругая сила на передние колеса при полной загрузке автомобиля.
- Принимаем значение коэффициента динамичности kд = 2,0, тогда максимальное усилие подвески при наличии дополнительного буфера сжатия будет равно
Рк.а.max = kд Рк41 = 2,0·3,281 = 6,56 кН.
- Ход буфера сжатия
fа.б.сж = fа.с – fа.с.б = 7,6 – 3 = 4,6 см.
- Необходимая жесткость буфера сжатия
кН/м.
- Жесткость подвески на участке буфера сжатия
Са.max = Ск.а + Са.б = 32,8 + 41,1 = 73,9 кН/м.
В качестве ограничителя хода отбоя предполагается использовать резиновое кольцо, установленное на штоке амортизатора с высотой 9 мм. Принимаем величину сжатия буфера отбоя fа.б.от = 0,5 см.
- Жесткость буфера отбоя
кН/м.
Вид характеристики подвески колес передней оси показан на рис. 8.

Рис. 8. Упругая характеристика подвески колес передней оси


3.6. Силовой и кинематический анализ передней подвески
3.6.1. Выбор схемы и размеров рычагов передней подвески
Исходные данные для построения кинематической схемы подвески в исходном состоянии автомобиля при проектной нагрузке 320 кг:
– радиус колеса, rк = 310 мм;
– угол развала для проектной нагрузки α = 0 О30’;
– расстояние от вертикальной оси колеса по горизонтали до оси стойки (амортизатора), ас = 140 мм;
- угол между осью вращения колеса и осью амортизатора, φо = 95О;
- расстояние от вертикальной оси колеса до наружного шарнира нижнего рычага по горизонтали, ао = 44,5 мм;
– расстояние от оси вращения колеса до наружного шарнира нижнего рычага по вертикали, lo = 85 мм;
– длина нижнего рычага, rн = 300 мм;
– расстояние по вертикали от внутреннего шарнира нижнего рычага до оси колеса (для проектной нагрузки 4 человека), Zст.4 = 75 мм;
– расстояние по вертикали от внутреннего шарнира нижнего рычага до верхней опоры, Z1 = 615 мм;
– расстояние по горизонтали от внутреннего шарнира нижнего рычага до верхней опоры, Y1 = 140 мм;
– отношение хода отбоя и сжатия, fо / fс = 76/76 мм.
По исходным размерам строим кинематическую схему, рис. 9.

Рис. 9. Кинематическая схема передней подвески

3.6.2. Анализ параметров кинематической схемы передней подвески
Основой анализа является граф-аналитический расчёт, цель которого определить изменение передаточного отношения и хода рессоры от хода колеса. Для наглядности приведём пример расчёта для 3-х положений: статическое, полное сжатие и полный отбой. Результаты расчёта сведём в таблицу. Для определения силового передаточного отношения будем строить силовые треугольники. Силовое передаточное отношение определяется как
где - длина вектора усилия на колесо; - относительная длина вектора усилия от рессоры. Для статического положения, см. рис. 10, Uр=0,954, h=0.




Рис. 10. Силовые многоугольники для статического положения

В статическом положении изменение колеи, углов развала, установки шкворня и хода рессоры равны нулю.
Теперь изобразим второе (рис. 11) и третье положения, а остальные значения кинематических параметров сведём в таблицу и построим графики (рис. 12)



Рис. 11. Силовые многоугольники для верхнего крайнего положения подвески

Рис. 12. Силовые многоугольники для нижнего крайнего положения подвески


Таблица 6
Кинематические и силовые характеристики подвески
Графическая часть Расчет fк, мм α, ° ΔB, мм β, о е, мм hр, мм Uр -76 2,38 -30,4 11,75 -6,3 71,04 0,921 -50 1,35 -16,6 11,934 -7 47,08 0,93 -25 0,617 -6,84 12,02 -8,04 23,68 0,94 0 0 0 12,6 -10 0 0,953 25 -0,47 4 12,734 -10,2 -24,04 0,968 50 -0,734 5 13,034 -11,4 -48,56 0,987 76 -0,783 3 13,384 -13 -74,56 1,0126






Далее на графиках (рис. 13, 14, 15) представим все параметры в зависимости от хода колеса


Рис. 13. Зависимости изменения силового передаточного отношения и хода рессоры от хода колеса

Кинематические характеристики передней подвески приведены на рис. 14 и рис.15.

Рис. 14. Зависимости изменения углов развала и установки шкворня от хода колеса


Рис. 15. Зависимости изменения колеи и плеча обкатки колёс от хода колеса


3.7. Расчёт размеров передней рессоры
После графо-аналитического анализа, известно, как изменяется передаточное отношение от хода колеса, то есть теперь возможно провести поверочный расчёт упругого элемента(рессоры).
Для статического положения усилие на рессору

Значение производной 1/м.


кН/м.
- Выбираем конструктивную схему рессоры, рис. 16.
- Задаем величину давления в рессоре для статического положения кузова при конструктивной массе автомобиля ро = 7 МПа.
- Необходимая площадь поршня силового цилиндра
см 2.



Рис. 16. Схема гидропневматической рессоры для передней подвески

- Диаметр поршня см (принимаем dп = 25 мм).
Уточняем давление в статическом положении:
см 2;
МПа.
- Необходимая высота столба газа в статическом положении для конструктивной массы автомобиля (при показателе политропы n = 1,25)
см.
- Необходимый объем газа в статике Vo = hvo · Sп = 22 · 6,67 = 146 см 3.
Полная приведенная высота столба газа
см.
где Тмах = 373 К (100 о С) – допустимая температура газа и жидкости в рессоре; Тр = 323 К (50 о С) – предполагаемая температура газа и жидкости в рессоре при движении автомобиля в нормальных условиях.
- Объем баллона см 3.
Выбираем баллон с внутренним объемом Vп = 220 см 3. Уточняем значение приведенной высоты столба газа hvп = Vп / Sп = 220 / 6,67 = 34,65 см.
- Необходимая величина заправочного давления газа
. Для температуры газа при его заправке t = 20 o C (Tз = 293 К), МПа.
- Внутренний диаметр сферы см (68,74 мм).
- Максимальное значение давления в рессоре определяем для максимальной нагрузки на подвеску передней оси Рк.4 = 4777,5 Н, для увеличенной на 50 мм высоты кузова и при температуре окружающей среды tр = -10 о С (Тр = 263 К).
Статический ход колеса Yo = Yo.4 - 5 = 7,6 - 5 = 2,6 см, ход сжатия поршня силового цилиндра hс = 7,6 см, см. рис. 13.
- Давление газа в рессоре для статического положения МПа;

- Приведенная высота столба газа в статике
см;
- Максимальное давление газа МПа
- Минимальная толщина стенки газового баллона
мм.
Здесь допустимые напряжения ,
где σв = 60 кг/мм 2 (600 МПа) предел прочности для стали 30ХГСА; φ = 0,8 - коэффициент учитывающий качество сварки; nз = 6 – коэффициент запаса при пульсирующей нагрузке.
- Минимальная толщина стенки силового цилиндра с внутренним диаметром d = 30 мм при отношении мм.
Здесь допустимые напряжения МПа,
где σв = 110 кг/мм 2 (1100 МПа) предел прочности для стали 20Х2М4А;
- Расчет характеристики ГПП в зависимости от хода колеса для конструктивной массы ведем в табличной форме, см. табл. 7.

Таблица 7
Расчет характеристики ГПП для проектной массы автомобиля
Нагрузка 4 человека и багаж f, мм hр, см Uр pi,МПа Pрi,кН Pкi, кН Скi,кН/м -7,6 7,104 0,921 4,61737 2,21622 2,04114 5,98914 -5 4,708 0,93 5,14084 2,47304 2,29992 7,2311 -2,5 2,368 0,94 5,76516 2,77933 2,61257 8,83271 0 0 0,953 6,551 3,16486 3,01611 11,0565 2,5 -2,404 0,968 7,57054 3,66505 3,54776 14,2184 5 -4,856 0,987 8,94738 4,34052 4,2841 18,9925 7,6 -7,456 1,0126 10,9896 5,34243 5,40974 27,0524
Здесь , [МПа] – текущее давление газа в рессоре;
, [кН] – усилие на поршень рессоры;
, [кН] – усилие ГПП, приведенное к колесу;
, кН/м – жесткость ГПП, приведенная к колесу.
Упругие характеристики ГПП, построенные по данным таблицы , без учета характеристик буфера сжатия и отбоя, показаны на рис. 17.


Рис. 17. Упругая характеристика передней ГПП

3.8. Расчёт стабилизатора поперечной устойчивости
- Gа = 10,095 кН – нагрузка на переднюю ось при полной нагрузке;
- Ск = 32,8 кН/м – жесткость подвески, приведенная к оси колеса;
- Ba = 1,495 м – колея передних колес;
- hg = 0,573 м – высота центра тяжести;
- Сш = 200 кН/м – жесткость шин передних колес;
- Кинематическая схема подвески передней оси типа Мак Ферсон приведена на рис. 18:

Рис. 18. Схема определения угловой жёсткости подвески

Кинематические размеры подвески в статическом положении при определении высоты центра крена hL:
b = 2,23 м; d = 0,76 м; a = 2,28 м;
- высота центра крена hL = 0,145 м;
- rн = 0,3 м – длина нижнего рычага подвески;
- Схема стабилизатора и размеры его элементов показаны на рис. 19.
bст = 1,1 м; l1 = 0,18 м; l2 = 0,2 м; lст = 0,74 м;

Рис. 19. Схема установки стабилизатора

Угловая жесткость подвески (без стабилизатора)
.
Угол наклона подрессоренной массы при действии боковой силы (без учета шин и стабилизатора)

Угол наклона подрессоренной массы при деформации шин

Суммарный угол наклона подрессоренной массы (без стабилизатора)
Принимаем значение допустимого угла наклона подрессоренной массы при наличии стабилизатора
Допустимый угол наклона кузова на подвеске со стабилизатором (без шин)
Необходимая угловая жесткость подвески и стабилизатора, приведенная к оси колеса

Необходимая угловая жесткость стабилизатора, приведенная к оси колеса

Жесткость стабилизатора в вертикальной плоскости, приведенная к точке крепления его концов к нижнему рычагу

Здесь kрмш = 0,85 – коэффициент, учитывающий жесткость резинометаллических шарниров крепления стабилизатора.
Необходимый момент инерции сечения стабилизатора

Здесь Е = 21·1010 МПа – модуль упругости стали 60С2Г. Предел текучести σт =1350 МПа.

Диаметр стабилизатора

Принимаем диаметр стабилизатора равным

3.9. Расчёт амортизатора передней подвески
Собственная частота колебаний:
,
где , тогда
.

Зададимся коэффициентом апериодичности ψ:
По рекомендации ψ=0,25
Тогда среднее значение коэффициента сопротивления равно:
.
Задаемся отношением коэффициентов сопротивления отбоя и сжатия: , при этом , тогда:
;

Принимаем, что разгрузочные клапаны открываются при скорости:
Тогда усилия открытия клапанов на ходах сжатия и отбоя будут равны:
.
Задаемся коэффициентами сопротивления на клапанных участках:
.
Пусть максимальная скорость штока: ,
при переводе к колесу: .
Максимальные нагрузки

Данные характеристики приведены к колесу, для амортизатора получаем (с учетом передаточного отношения Ua=0,953)




Скорость штока при открытии клапанов:

Характеристика амортизатора, приведённая к штоку, показана на рис. 20

Рис. 20. Рабочая характеристика амортизатора передней подвески















Литература
1. В.Е. Ролле. Ходовая часть и системы управления автотранспортных средств (методические указания и примеры расчетов при курсовом проектировании) СПБ, 2003.
2. В. И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя в трёх томах. М. Машиностроение, 2001.













22