Модернизация подвески автомобиля ЗАЗ1102 Таврия

Введение

и постановка задачи Условные обозначения

1 Требования к подвеске

2 Подвеска на направляющих пружинах и амортизационных стойках

2.1 Преимущества и недостатки пружинных стоек

2.2 Кинематические свойства

2.3 Силы и трение

3 Силы в пятне контакта колеса с дорогой

3.1 Определение жесткости шин ЗАЗ — 1102 «Таврия»

3.2 Определение сил и коэффициентов

4 Определение статических нагрузок в пружине и шариках

5 Расчеты на прочность

5.1 Основные теоретические положения расчетов на прочность

5.1.1 Определение допускаемых напряжений

5.1.2 Напряжения при изгибе

5.2 Расчет на выносливость и сопротивление усталости

5.2.1 Определение верхних значений сил длительного действия

5.2.2 Определение нижних значений сил длительного действия

5.2.3 Определение сил в направляющей и на поршне амортизатора при верхних значениях сил длительного действия

5.2.4 Определение сил в направляющей и на поршне амортизатора при нижних значениях сил длительного действия

5.2.5 Преобразование знакопеременной нагрузки

5.2.6 Определение сил, действующих на резиновые шарниры рычага

5.2.7 Определение напряжений и деформаций резиновых втулок-шарниров

5.3 Расчет на прочность

5.3.1 Кратковременно действующие силы

5.3.2 Силы, возникающие при движении по дороге с выбоинами

5.3.3 Силы, возникающие при торможении

5.3.4 Силы, возникающие при преодолении железнодорожного переезда

5.3.5 Силы, действующие при полном ходе отбоя колеса

6 Подрессоривание передней оси

6.1 Вертикальные колебания, их действие на человека

6.2 Определение передаточных чисел

6.3 Построение кривой жесткости подвески

7 Расчет и проектирование стального упругого элемента

7.1 Пружинные стали и их свойства

7.2 Расчет винтовой пружины

8 Расчет характеристики амортизатора

9 Построение графика изменения колеи автомобиля в зависимости от хода колеса

10Охрана труда

10.1 Меры безопасности при эксплуатации автомобиля

10.2 Требования к рабочему месту водителя

10.3 Виброизоляция сиденья самоходной машины

10.4 Устойчивость легкового автомобиля

10.5 Противопожарная безопасность

Заключение

Список литературы

Введение

и постановка задачи

Основными устройствами, защищающими автомобиль от динамических воздействий дороги и сводящими колебания и вибрации к приемлемому уровню, являются подвеска и шины.

Многолетний опыт показывает, что неровности дороги и вызываемые ими колебания кузова и колес автомобиля ведут, как правило, к ухудшению всех его эксплуатационно-технических качеств и к тем большему, чем хуже качество дороги.

Можно считать, что на дорогах с неровной поверхностью снижается производительность автомобиля вследствие уменьшения скоростей движения и увеличения простоев, возрастают расходы на техническое обслуживание и ремонты. Кроме этих прямых потерь есть и косвенные, вызванные, в частности, слабым использованием сети дорог с неровной поверхностью. Прямые и косвенные потери от эксплуатации различных автомобилей и автопоездов на дорогах с неровной поверхностью исчисляются значительными денежными суммами.

Есть два пути уменьшения этих потерь — строительство дорог с усовершенствованным покрытием и улучшение качества подвески. Оба направления дополняют друг друга, так как строительство дорог — процесс длительный и дорогостоящий. Кроме того, всегда требуется некоторое количество автомобилей повышенной и высокой проходимости, которым необходима совершенная подвеска.

Подвеской автомобиля называют совокупность устройств, связывающих колеса с рамой (кузовом) и предназначенных для уменьшения динамических нагрузок, передающихся автомобилю вследствие неровной поверхности дороги, а также обеспечивающих передачу всех видов сил и моментов, действующих между колесом и рамой (кузовом).

Разнообразные силы взаимодействия колеса и дороги можно свести к трем составляющим: вертикальной Z, продольной Х, поперечной или боковой У (рис.1). Передача этих сил и их моментов состоит из трех устройств: упругого, демпфирующего и направляющего.

Упругим устройством на подрессоренную массу передаются вертикальные силы, действующие со стороны дороги, уменьшаются динамические нагрузки и улучшается плавность хода.

Направляющее устройство — механизм, воспринимающий действующие на колесо продольные и боковые силы и их моменты. Кинематика направляющего устройства определяет характер перемещения колеса относительно несущей системы.

Демпфирующее устройство — предназначено для гашения колебаний кузова и колес путем преобразования энергии колебаний в тепловую и рассеивание ее в окружающую среду.

Кроме того задачи повышения плавности хода на автомобильном транспорте становятся актуальней потому как это связано не только с требованиями повышения ресурса динамически нагруженных узлов автомобиля, но и с причиной перемещения центра вопроса в область обеспечения высокой безопасности движения, комфортабельности водителя и пассажиров и защиты их от воздействия высокочастотных колебаний. Особенно это важно для легковых автомобилей, которые, как правило, эксплуатируются при более высоких скоростях, чем грузовые и значительно легче последних, а потому более полно воспринимают неровности дороги. Однако большая номенклатура существующих конструкций подвесок говорит об отсутствии, какой либо универсальной. Более того, зачастую, казалось бы, подходящая конструкция для конкретного типа автомобиля требует доработки, и переработки ввиду различного рода эксплуатационных факторов, морального старения, с учетом возможности дальнейшей модернизации, с целью повышения ресурса и уменьшения нагрузок на её детали и узлы. Последнее время распространение получают подвески с увеличенными ходами. Это способствует высокой плавности хода. Наиболее известной является подвеска на несущих пружинных стойках (типа «Макферсон»). При относительной простоте она позволяет приобрести массу положительных эффектов, о которых будет сказано ниже.

Целью настоящей работы является расчет силовых факторов подвески на направляющей пружинной стойке переднеприводного автомобиля ЗАЗ-1102 «Таврия» с введением изменений. А именно: смещения амортизатора относительно пружины на угол б=7є. Расчет основных геометрических параметров элементов и деталей, расчет их основных физических свойств, проведение кинематического и силового анализа, проверка адекватности используемой методики.

Условные обозначения

Силы, действующие в пятне контакта колеса с дорогой

F — сила упругости;

L_А — сила тяги;

L_В — тормозная сила;

N_{V1 h} — нагрузка от колеса (нормальная сила, равная половине допустимой нагрузки соответственно на переднюю или заднюю оси);

N_V ?_1h — нормальная нагрузка (вертикальная), действующая на кузов, в расчете соответственно на заднюю или переднюю оси;

± ?N — колебания нагрузки на колесe;

± S₁ — продолжительно действующая боковая сила;

± S₂ — кратковременно действующая боковая сила;

U — вес неподрессоренных частей, отнесенный к оси.

Нижние индексы

h — задний;

v — передний;

о — верхний предел;

u — нижний предел;

? — нагрузка продолжительного действия;

2 — при движении по железнодорожному переезду;

3, 4 — при движении по дороге с выбоинами;

5 — при торможении.

Моменты М_bo — верхнее значение длительно действующего изгибающего момента;

М_bu — нижнее значение длительно действующего изгибающего момента;

М_bw — изгибающий момент при чистом знакопеременном изгибе.

Расчеты на прочность (по ДИН 1350 и ДИН 50 100)

б_А — соотношение напряжений;

б_К — коэффициент концентрации напряжений;

в_К — то же, обусловленный формат поверхности;

в_N — то же, обусловленный посадкой;

г — отношение предела текучести к временному сопротивлению;

д — удлинение;

х — запас прочности;

b₁ — масштабный коэффициент, учитывающий влияние размеров;

b₂ — масштабный коэффициент, учитывающий шероховатость обработанной поверхности;

у — нормальное напряжение;

ф — касательное напряжение при срезе или кручении;

f_w — коэффициент, учитывающий материал.

Нижние индексы, а — амплитудное значение действующих напряжений;

b — напряжение при изгибе;

m — среднее значение напряжений;

o — верхнее значение предельных напряжений;

t — напряжения при кручении;

u — нижнее значение предельных напряжений;

доп. — допускаемые напряжения;

А — допускаемое амплитудное значение напряжений (на испытуемом образце);

В — временное сопротивление.

Жесткость системы подрессоривания С₁ — жесткость шин при принятом для данного автомобиля давлении в шинах;

С₂ — жесткость подвески кузова, приведенная к одному колесу, при равностороннем нагружении обеих (левой и правой) подвесок;

С₂ А — жесткость подвески кузова, приведенная к оси, при равностороннем нагружении обеих подвесок;

С₃ — жесткость стабилизатора, приведенная к одному колесу, при разностороннем нагружении подвесок;

С_F — жесткость собственно упругого элемента, приведенная к месту его опоры;

C_S — жесткость стабилизатора, измеряемая на концах рычагов при разностороннем нагружении подвесок.

Частота колебаний

n_І — частота недемпфированных колебаний оси в вертикальном направлении, мин.

n_{І D} — то же, демпфированных колебаний;

n_ІІ — частота недемпфированных колебаний кузова в вертикальном направлении;

n_{ІІ D} — то же, демпфированных колебаний.

Передаточные числа и числа витков пружин

if — число рабочих витков;

ig — общее число витков;

iw — передаточное отношение при поперечно-угловом подрессоривании;

ix — кинематическое передаточное число;

iy — силовое передаточное число.

1 Требования к подвеске

Подвеска, являясь промежуточным звеном между кузовом автомобиля и дорогой, должна быть легкой и наряду с высокой комфортабельностью обеспечить максимальную безопасность движения. Для этого необходимы точная кинематика колес, легкость поворота управляемых колес, а также изоляция кузова от дорожных шумов и жесткого качения радиальных шин. Кроме того, надо учитывать, что подвеска передает на кузов силы, возникающие в пятне контакта колеса с дорогой, поэтому она должна быть прочной и долговечной (рис. 1). Наиболее характерными требованиями к подвеске являются:

1. Обеспечение движения по неровным дорогам без ударов в ограничитель.

2. Ограничение поперечного крена автомобиля.

3. Обеспечение затухания колебаний кузова и колес.

4. Постоянство колеи и углов установки колес.

5. снижение массы неподрессоренных частей.

6. Общие требования.

Детали, соединяющие опоры подшипника колеса с кузовом (рычаги, штанги и упругие элементы), должны удовлетворять этим требованиям. Применяемые шарниры должны легко поворачиваться, быть малоподатливыми и вместе с тем обеспечивать шумоизоляцию кузова. Рычаги должны передавать силы во всех направлениях, а также тяговые и тормозные моменты и быть при этом не слишком тяжелыми или дорогими. Упругие элементы при эффективном использовании материала должны быть простыми и компактными и допускать достаточный ход подвески.

Рис. 1 Силы, действующие в точке контакта колеса с дорогой (левое переднее колесо):

F_b — сила сопротивления качению или тормозная сила;

F_n — вертикальная сила;

F_s — боковая сила.

Подвеска автомобиля и демпфирование в ней должны обеспечить комфортабельность движения (плавность хода); безопасность движения и устойчивость на поворотах.

Свойства самой подвески зависят от различных параметров и взаимодействия отдельных деталей, т. е. от типа и жесткости упругих элементов, стабилизаторов, шарниров рычагов, амортизаторов и их соединения, массы осей, типа подвески двигателя, колесной базы, колеи и особенно от шин.

Тип и жесткость упругих элементов.

Мягкие пружины и большие хода подвески являются предпосылкой высокой плавности хода автомобиля, достаточной свободы продольных угловых колебаний кузова и хорошего держания, дороги шинами. Последнее условие необходимо и для обеспечения безопасности движения.

Если, например, колесо, нагруженное N_{V1 h} = 2944 Н, попадает в выбоину глубиной 80 мм, то при мягкой подвеске с жесткостью упругого элемента С₂ = 10 Н/мм в момент касания колесами дна выбоины остаточная сила

N? = N_{V1 h} — С₂ f₂ = 2944 — 10×80 = 2144 Н.

При жесткой («спортивной») подвеске с С₂ = 20 Н/мм эта сила составила бы лишь 1344 Н. Более высокое значение остаточной силы означает лучшее сцепление с дорогой. Аналогичным образом можно рассмотреть переезд дорожной неровности высотой 40 мм. При более жесткой подвеске увеличение силы, передаваемой подвеской на кузов в виде удара, составит без учета демпфирования? N = 800 Н. При мягкой подвеске это увеличение нагрузки на колесо будет меньшим. Недостатком мягкой подвески будет больший крен кузова на поворотах и связанное с этим уменьшение способности шин воспринимать боковые силы. При независимой подвеске колеса наклоняются вместе с кузовом. Наружное по отношению к центру поворота колесо воспринимает основную часть боковых сил и приобретает положительный угол развала. В результате этого наклон шины увеличивается.

Стабилизаторы.

Стремление автомобиля к крену может быть ослаблено благодаря применению стабилизаторов на обеих осях или только на передней. Недостатком в этом случае является большая жесткость подвески при воздействии неровностей с одной стороны автомобиля, когда уменьшается способность подвески к гашению ударов, создаваемых булыжной мостовой и неровностями дорожного покрытия.

Шарниры рычагов.

К повышению жесткости подвески могут приводить также слишком жесткие шарниры рычагов направляющего устройства. Если речь идет о подшипниках скольжения, то в точках изменения направления колебаний необходимо учитывать появление силы сопротивления, которую следует рассматривать одновременно с повышением демпфирующего эффекта. Если же в качестве шарниров использованы резиновые элементы, запрессованные между внутренней и наружной втулками, то при повороте рычага в предварительно напряженной резине возникают напряжения сдвига, что приводит к увеличению общей жесткости подвески.

Амортизаторы и их соединения.

Демпфирование оказывает на свойства подвески автомобиля аналогичное воздействие. «Жесткие» амортизаторы способствуют хорошему контакту колес с дорогой, но ухудшают плавность хода. Более «мягкие» амортизаторы делают движение более комфортабельным, но не способствуют повышению безопасности. Аналогичным образом слишком мягкие элементы соединения амортизаторов, хотя и способствуют изоляции от дорожного шума и обеспечивают необходимую свободу углового перемещения, но они приводят к запаздыванию срабатывания амортизатора, тем самым уменьшают его эффективность.

Масса осей.

Для демпфирования колебаний легкой оси (т. е. для уменьшения колебаний колес) в большинстве случаев достаточно той регулировки амортизатора, которая предусмотрена для демпфирования колебаний кузова. Для тяжелого ведущего неразрезного моста, напротив, требуются более высокие силы демпфирования, которые в свою очередь снижают плавность хода.

Подвеска двигателя.

Мягкая и по частоте собственных колебаний неправильно выбранная подвеска двигателя может привести к тому, что установленный без демпфирующих элементов силовой агрегат при определенных частотах вращения коленчатого вала будет колебаться с частотой собственных колебаний и вызовет неприятные вибрации кузова и рулевого управления. В таких случаях рекомендуется использовать гаситель колебаний двигателя.

Колесная база.

Автомобиль с большой (по сравнению с общей длиной) колесной базой L имеет меньшую склонность опрокидывания в продольном направлении и продольным угловым колебаниям, чем автомобиль с малой базой.

Колея.

Чем больше колея автомобиля, тем меньше крен кузова на поворотах и опасность опрокидывания при заносе.

Шины.

Мягкие шины лучше поглощают толчки от коротких неровностей дороги. Однако недостатком таких шин является меньший коэффициент бокового сцепления на поворотах, а также замедленная реакция на резкий поворот рулевого колеса.

2 Подвеска на направляющих пружинных и амортизаторных стойках

Если упругие силы передаются вверху в зоне крепления штока, а внизу приходится на корпус амортизатора, то речь идет о направляющих пружинных стойках. Если же пружина установлена на нижнем рычаге либо с ним соединяется торсион или листовая рессора, такой вариант конструкции называется амортизаторной стойкой.

Применявшийся ранее термин «подвеска Макферсона» со временем был заменен термином «подвеска на направляющих и амортизаторных стойках».

2.1 Преимущества и недостатки пружинных стоек

Направляющая пружинная стойка представляет собой развитие подвески на двойных поперечных рычагах. Верхний рычаг здесь заменен точкой крепления на брызговике крыла кузова, где опирается шток стойки и пружина подвески. В этой точке воспринимаются силы во всех направлениях, которые, со своей стороны, вызывают нагружение штока на изгиб. Чтобы избежать нежелательного изменения развала и продольного наклона, обусловленных податливостью, диаметр штока должен быть увеличен с 11 мм хотя бы до 18 мм; при сохранении прежнего диаметра поршня демпфирование осуществляется по двухтрубной схеме.

Основное преимущество направляющей пружинной стойки в том, что все детали, выполняющие упругую работу и направляющие функции, могут быть объединены в одну монтажную единицу. Имеются в виду следующие детали: чашка для опоры нижнего торца пружины, дополнительный упругий элемент или буфер сжатия, буфер отбоя, собственно демпфирующая часть и опора подшипника колеса (поворотный кулак).

Последняя деталь может жестко соединяться с корпусом посредством сварки, твердой пайки либо иметь разъемное болтовое соединение.

Другие преимущества, связанные с подвесками на направляющих стойках (рис. 2):

меньшие усилия в точках крепления к кузову (A, D) за счет большого расстояния между ними;

небольшое расстояние b между точками N и G, приложения нормальной реакции дороги и центра шаровой опоры соответственно;

большие хода подвески;

упразднение трех опорных точек;

лучшая возможность создания передней зоны деформации.

Противостоящие им следующие неизбежные недостатки благодаря конструктивным мероприятиям в передних подвесках уже явно не проявляются:

неблагоприятные кинематические характеристики;

восприятие усилий и колебаний брызговиками, т. е. передней частью кузова;

затрудненная изоляция от дорожных шумов;

меньшая возможность достаточного противодействия продольному крену при торможении;

трение между штоком и его направляющей, ухудшающее упругое действие;

неблагоприятно длинные рулевые тяги при верхнем расположении реечного рулевого механизма;

большая чувствительность передней подвески к дисбалансу и биению шин;

иногда малый зазор между шиной и демпфирующей частью.

Последнее, однако, имеет значение только при переднем приводе, поскольку исключает возможность установки цепей противоскольжения. При ведомых колесах указанный недостаточный зазор не позволил бы лишь установку более широких шин. В случае безусловной необходимости таких шин следует применять колеса с меньшим вылетом С, которые, однако, неблагоприятно увеличивают плечо обкатки R_o (рис. 2.1)

В течение последних десяти лет направляющие пружины и амортизаторные стойки получили широкое применение в передних подвесках, однако их часто используют и для подвески задних колес переднеприводных автомобилей. Приподнятая из аэродинамических соображений задняя часть кузова позволяет использовать направляющую базу между направляющей штока и поршнем.

2.2 Кинематические свойства

Высокое расположение центра крена W может быть получено только за счет наклона стойки (т. е. нежелательно большого угла д_о поперечного наклона оси поворота) или нежелательного наклона нижнего рычага (рис. 2). Таким образом, центр крена расположен не выше (как часто полагают), чем в подвеске на двойных поперечных рычагах; более того, при нагружении он опускается в большей степени. На изменение колеи, как и на изменение развала, здесь повлиять труднее, чем при двойных поперечных рычагах. Изменение развала становится особенно неблагоприятным, если для получения меньшего перераспределения колесных нагрузок на повороте центр крена (например на переднеприводном автомобиле) должен располагаться спереди низко или же для устойчивости прямолинейного движения желательно иметь лишь небольшое изменение колеи. Стойка располагается тогда почти вертикально, а нижний рычаг практически не имеет подъема от нагруженного шарнира к внутреннему (рис. 2.1).

Рис. 2. Направляющая стойка с соосной пружиной.

Чем больше наклон нижнего рычага GD, тем выше расположены наклон Р и центр крена W, который определяется соединением точек Р и N. Недостатком такого решения может считаться большое изменение колеи. Приложенная в точке N вертикальная сила F_n дает на плече b момент, который должен восприниматься в стойке двумя скользящими опорами С и К.

При сохранении высоты h_w центра крена кинематические свойства могут быть улучшены удлинением нижнего рычага до точки D₂ вместо D₁. Однако такая возможность может быть осуществлена только в задних подвесках, спереди же наибольшую длину рычагов определяет ширина расположенных рядом двигателя и агрегатов.

Рис. 2.1 Схема для определения центра крена Чем более отвесно установлена пружинная или амортизаторная стойка и чем ближе к горизонтали положение нижнего рычага GD, тем меньше высота h_w центра крена W, следствием чего является неблагоприятное изменение развала при ходе сжатия. Удлинением нижнего рычага (GD₂ вместо GD₁) можно улучшить кинематические свойства. Для получения малого или отрицательного плеча обкатки R_o точка G должна быть смещена наружу, в пространство колеса; в результате благоприятно уменьшается плечо b действия вертикальной силы F_n (b = R_o + d tg д_o). Чем короче отрезок b, тем меньше опасность заклинивания в направляющей и на поршне и меньше силы в опорных точках D, А, G.

Экономичнее всего поручить исполнение функций нижнего направляющего элемента в продольном направлении стабилизатору. Однако плечи стабилизатора перемещаются по дуговым траекториям и поэтому при ходах подвески смещают поперечные рычаги подвески вперед или назад в точках прикрепления. Эти отклонения могут быть компенсированы применением длинных плеч стабилизатора, однако это связано с увеличением диаметра, т. е. повышенной массой и стоимостью.

Если стабилизатор расположен перед осью колес, то его спинка для обеспечения требуемого дорожного просвета размещается высоко. Направленные назад плечи стабилизатора опускаются от спинки к концам, что приводит к расположению центра продольного крена перед осью колес. В результате передняя часть кузова при торможении дополнительно подтягивается вниз. Этот недостаток можно было бы устранить размещением стабилизатора, выполняющего и направляющие функции, позади колес. Если стабилизатор не исполняет направляющих функций, как показатель экономичности, он может иметь короткие плечи и при меньшем диаметре — более высокую приведенную жесткость.

Изменение развала под действием боковых сил на повороте, приложенных в точке контакта колеса, меньше, чем в подвеске на двойных поперечных рычагах. Массовые обследования, выполненные в лаборатории шасси Высшего технического училища г. Кельна, дали следующую среднюю величину (при исключении податливости диска колеса): ?г₅ = 22? на 1 кН боковой силы. В подвесках на двойных поперечных рычагах это значение несколько выше: 25?.

2.3 Силы и трение

Когда колесо совершает ход сжатия или отбоя, то неподвижно соединенный с опорой подшипника колеса рабочий цилиндр демпфирующего элемента перемещается относительно поршня и штока. Если упругим элементом служат продольные торсионы, поперечная рессора или в верхней опорной точке фиксируется только шток, а не пружина подвески, то при повороте руля происходит относительное вращение, которое уменьшает или почти полностью устраняет трение в направляющей штока и на поршне. Пружины должны при этом иметь возможность поворота на неподвижной верхней опоре, в противном случае в результате их деформации в них появились бы дополнительные напряжения изгиба и возник бы возвратный момент. Если пружина установлена соосно с амортизатором, то как в статике, так и при прямолинейном движении без внешних воздействий в точке крепления, А к кузову действует поперечная сила F_АУ (рис. 2.3.1). Она вызывает на поршне реакцию того же направления, а на направляющей штока — приблизительно вдвое большую силу F_СУ:

F_СУ= F_АУ + F_КУ.

Поршень имеет большой диаметр, что обусловливает малое давление на поверхности, и, кроме того, скользит в амортизаторной жидкости; шток же имеет меньший диаметр и испытывает большую боковую нагрузку. Чем больше F_СУ, тем больше сила трения F_ч в направляющей; соответственно возрастает и требуемое для ее преодоления изменение нагрузки на колесо.

Силу F_СУ легко рассчитать по размерам, обозначенным на рис. 2.3.3, массе М_v, приходящейся на ось, и неподрессоренной массе М_uv. Вертикальная сила F?_n в Ньютонах: F?_n = (М_v — М_uv) / 2g, отсюда

Чем длиннее сама пружинная стойка (т.е. размер с) и чем короче размер b, тем меньше будет сила F_СУ. Однако размер b складывается из двух отрезков: d tg д_o и R_o, т. е. малое или отрицательное плечо обкатки позволяет уменьшить силу F_СУ.

Кроме того, это усилие, грозящее заеданием, можно ограничить за счет смещения пружины к колесу (рис. 2.3.2). Если S — взаимное смещение осей пружины и амортизатора и F_F — усилие пружины, то уравнение имеет вид:

Отсюда можно вычислить требуемую величину смещения S.

Если пружина подвески установлена с наклоном относительно оси амортизатора (рис. 2.3.3), так что ось ее проходит через точку М пересечения линии действия вертикальной силы F_n и продолжения линии GD, соединяющей точки поворота рычага, то сила F_АУ в точке крепления, А для рассматриваемого нагрузочного состояния полностью исчезает. Вместе с ней и сила F_СУ, так что трение в направляющей приближается к нулю.

Рис. 2.3.3. Графическое определение силы F_А в точке крепления, А к кузову пружинной стойки.

Линия a (Рис. 2.3.3) вертикальной силы F?_n и продолжение прямой у, проведенной через точки G и D поворота рычага, пересекаются в точке М. Путем соединения точек М и, А получается направление b силы F_А и угол б относительно вертикали. На схеме все силы изображаются в масштабе с учетом их величины. Сила + F_А действует на нижнюю чашку пружины, размещенную с наклоном на корпусе амортизатора; верхняя чашка на брызговике крыла нагружается реакцией — F_А. Разложение с учетом угла д_o дает F_F и составляющую F_АУ, которая в рассматриваемом положении подвески устраняет трение в стойке.

При переднем приводе в точке контакта колес кроме вертикальной и боковой сил присутствуют еще тяговые силы F_а. Как показано на рис. 2.3.5 эту силу нужно рассматривать приложенной к оси поворота ниже центра колеса; сила F_а?? вызывает в точке А, а также в направляющем маршруте G реакции F_АХо и F_GХо. За счет смещения пружины назад можно в некотором диапазоне скоростей (при вполне определенной тяговой силе) почти полностью устранить силу F_АХо, также вызывающую трение в направляющей и на поршне.

Рис. 2.3.4 Силы действующие напрямолинейно катящееся колесо Рис. 2.3.4 На прямолинейно катящемся колесе силу сопротивления качению F_R нужно рассматривать в виде силы F?_R, приложенной в центре колеса; она имеет плечо R_а относительно от поворота. Величина этого плеча продольной силы зависит от плеча обкатки R_o; чем меньше последнее, тем выше на оси поворота приложена в виде F?_R сила F_R и тем равномернее нагружаются в продольном направлении точки, А и G. Аналогичные статические соотношения справедливы и для тяговых сил, а также для тормозных в том случае, если тормоза расположены внутри, на главной передаче.

На рис. 2.3.5 приведены силы, действующие в статике в передней подвеске автомобиля, имеющей вынос колеса вперед — n_ф и угол продольного наклона от поворота ф = 1? 20?. Пружина смещена на расчетное расстояние и относительно обеих вертикальных сил F?_n и F_GZ, чтобы получить пару горизонтальных сил F_АХ1 и F_GХ1. Вторая из этих сил складывается с уже имеющейся на направляющем шарнире силой F_GХо; сила же F_АХ1 при определенной скорости компенсирует действие противоположно направленной силы F_АХо. При этой скорости в точке, А практически отсутствуют продольные силы, вызывающие трение, а вместе с этим и силы на поршне К и в направляющей С.

За счет смещения пружины (сила F_F рис. 2.3.5) на виде сбоку за ось колеса можно при определенной скорости устранить трение в направляющей С и на поршне К, вызванное продольной тяговой силой F_а на переднем колесе.

У автомобилей, имеющих тормоза наружного расположения в колесах, при торможении в верхней точке крепления, А и в направляющем шарнире G возникают продольные силы F_АХ2 и F_GХ2, противодействующие составляющим F_АХ1 и F_GХ1, обусловленным смещением пружины. За счет этого при торможении малой интенсивности опасность заклинивания уменьшается (рис. 2.3.6). По причине отрицательного плеча обкатки R_o тормозную силу F_b следует рассматривать в виде F?_b, приложенной на расстоянии, а = R_o cos д_o sin д_o выше уровня дороги.

3 Силы в пятне контакта колеса с дорогой

Для расчета деталей шасси на прочность используют силы, действующие в пятне контакта колеса с дорогой при равномерном прямолинейном движении автомобиля. При определении долговечности выбирают дорожное покрытие среднего качества, а для расчета статической прочности используют движение по дороге с выбоинами, переезд препятствия или торможения с максимальным замедлением.

Подвеска автомобиля представляет собой колебательную систему, собственная частота колебаний которой определяется жесткостью шины С₁, жесткостью подвески кузова С₂ и массой оси М₁. На неровной дороге амортизатор не может полностью погасить постоянно появляющиеся колебания нагрузки ± ?N (рис. 3). Применив индекс V для переднего колеса, получим следующие верхние значения нормальной силы в пятне контакта колеса с дорогой:

N_V0 = N_V +? N_V ,

где N_V равна половине допустимой нагрузки на ось, т. е. G_V /2. При проведении расчета цапфы или полуоси колеса из значения N_V0 следует вычесть вес колеса и ступицы U_R = 100 …150 Н. При рассмотрении других деталей подвески колеса используют половину веса неподрессоренных деталей U_V, т. е.

N?_V0 = N_V + ?N — (U_V /2)

Многочисленные замеры показали, что изменения нагрузок длительного действия на колесо зависят как от нагрузки на колесо N_V, так и от жесткости шины С₁. Для определения С₁ следует установить в шине рекомендуемое для данного автомобиля давление. На рис. 3 приведен коэффициент динамической нагрузки на колесо К₁, который после умножения на N_V дает верхнее значение нормальной нагрузки соответственно на передние колеса:

N_V0 = К₁ N_V = N_V +? N_V

Отсюда собственно амплитуда изменения нагрузки на передние колеса:

? N_V = N_V0 — N_V.

3.1 Определение жесткости радиальных шин 155? 70 R13

автомобиля ЗАЗ — 1102 «Таврия»

Шины автомобиля ЗАЗ — 1102 — радиальные, с универсальным рисунком протектора. Отношение высоты профиля к ширине Н/B = 0,7. Радиальное расположение нитей корда обеспечивает снижение числа слоёв корда по сравнению с диагональным расположением, высокую жесткость шин и повышает устойчивость и управляемость автомобиля, уменьшает теплообразование и сопротивление качению. Обозначение шин 155? 70 R13, где 155 — ширина профиля в миллиметрах (или 6,1 дюймов), R — обозначает радиальную конструкцию, 13 — посадочный диаметр шины в дюймах (330 мм), 70 — отношение высоты профиля к ширине в процентах. Внутреннее давление воздуха в шинах передних колес 0,2…0,22 МПа (2,0…2,2 кгс/смІ).

О жесткости шины судят по ее упругой характеристике, которая представляет собой зависимость между вертикальной нагрузкой и радиальной деформацией, измеряемой обычно при статическом нагружении. Жесткость шины С₁ равна тангенсу угла наклона к средней линии, проведенной в точке, соответствующей статической нагрузке.

Для определения статической жесткости шины воспользуемся следующей формулой [ 1, стр. 263 ]:

где k_B — поправочный коэффициент, учитывающий конструкцию шины;

F — нагрузка на шину, H;

D — наружный диаметр шины без нагрузки, мм;

r_ст — статический радиус шины с нагрузкой.

Определяем осадку шины или статический прогиб:

t_ш = G_К / (р_ш р? D_мВ),

где G_К — нагрузка на колесо, кг;

р_ш — внутреннее давление воздуха, кг/смІ (Мпа);

t_ш = 294 / (2,1 · 3,14 v54,4 · 15,5)? 1,506 см,

где 294 — половина допустимой нагрузки на переднюю ось данного автомобиля, кг.

3.2 Определение сил и коэффициентов

Рис. 3.2. Коэффициенты динамической нагрузки на колесо К₁ и К₂, применяемые соответственно при расчетах на выносливость и прочность. Значения обоих коэффициентов зависят от нагрузки на колесо и от жесткости шины С₁; при С₁ не учитывается коэффициент К_F увеличения жесткости при увеличении скорости.

С₁ =170,5 Н? мм = 173,8 кгс/см =1,705 кН/см С₁ / N_V = 173,8 / 294? 0,6 см ?№.

Получаем по графику следующие коэффициенты:

К₁ = 1,6, К₂ = 2,6.

Верхнее значение нормальной нагрузки:

N_V0 = К₁ N_V = 1,6• 2885 = 4616 Н; N_V0? 4,616 кН.

Диапазон колебаний нагрузки составляет:

?N_V = N_V0 — N_V = 4,616 — 2885 = 1,731 кН

Нижнее значение нормальной нагрузки:

N_VU = N_V —? N_V = 2,885 — 1,731 = 1,154 кН.

В связи с использованием жестких шин отношение С₁/ N _h является достаточно высоким. При меньшем давлении воздуха в шине жесткость шины ниже, что равнозначно меньшему значению К₁.

В отличие от меняющейся только по величине (из-за неровностей дороги), но постоянной по направлению вертикальной силы N_V боковая сила ± S₁ (индекс ₁ соответствует расчету на сопротивление усталости) действует в пятне контакта колеса с дорогой знакопеременно.

При равномерном прямолинейном движении следует исходить из статической нагрузки на колесо N_V, умножая ее на коэффициент боковых сил µ_F1, т. е. ± S_V1 = µ_F1 N_V.

Многочисленные измерения показали, что величина µ_F1 зависит только от нагрузки на колесо. На рис. 3.2.2 приведены значения µ_F1, соответствующие дороге с покрытием среднего качества.

Получаем µ_F1 = 0,34 и µ_F2 = 0,86.

± S_V1 = 0,34 · 2,885 = ± 0,981 кН

± S_V2 = 0,86 · 2,885 = ± 2,48 кН

4 Определение статических нагрузок в пружине и шарнирах

Рис. 4. Принятая расчетная схема подвески.

Рис. 4.1 Схема обозначения основных размерных параметров

(а) — вид сбоку (б) — вид сзади В качестве расчетной принят тип подвески изображенный на рис. 4 со следующими конструктивные параметры подвески (рис. 4.1, а, б):

Угол поперечного наклона оси поворота д_o = 15є позволяет сместить несущий шарнир b в пространство колеса и получить отрицательное плечо обкатки, а также укоротить отрезок b.

Угол продольного наклона оси поворота е = 3є обеспечивает возврат управляемых колес в нейтральное положение при повороте. Значение последнего угла обеспечивает благоприятное расположение центра продольного крена и связанную с этим 20%-ную компенсацию продольного крена при торможении.

Угол б = 7° смещения оси амортизатора относительно оси поворота также способствует созданию отрицательного плеча обкатки.

Плечо обкатки R_o ст = -5 мм позволяет уменьшить плечо действия вертикальных нагрузок, тормозных и тяговых сил на амортизаторную стойку, улучшить динамику и кинематику подвески и ее компактность.

Расстояние d_о = 0,18 м (180 мм) от поверхности дороги до центра шаровой опоры колеса, принимается при статическом положении автомобиля и максимально допустимой нагрузке.

Угол наклона поперечного рычага в = 3є35' принимается с учетом, что в движении при незначительных колебаниях подвески автомобиля на ровной дороге он (автомобиль) будет занимать наиболее устойчивое положение при колее передних колёс 1314 мм.

Высота подвески от поверхности дороги до точки крепления штока амортизатора в крыле автомобиля при номинальной нагрузке на ось принимается равной Н?_ст = 771 мм (без нагрузки Н?_ст = 800 мм.)

Расстояние (с + о), характеризующее длину амортизаторной стойки при статическом номинальном нагружении автомобиля принимается равной 612 мм.

Длина рычага ВД принимается равной L_р=325 мм, это позволяет уменьшить зависимость изменения развала от хода колеса при более коротких рычагах, а также добиться относительно большого хода подвески S = 150 мм (рис. 4.2).

Силу F пружины определяют для неподвижного автомобиля, рассчитывая ее по законам статики.

Колесо, поворотная цапфа колеса, наружная труба амортизатора и шток при анализе статического равновесия образуют единое целое по отношению к точке, А крепления на брызговике и нижнему рычагу, закрепленному в точке В (рис. 4.3).

Рис. 4.3 Виды подвески сбоку (а) и сзади (б), необходимые для определения сил, действующих в направлении оси Z.

Составляем уравнения моментов относительно оси Z и точки А.

У М_ОZА: N_V? · b + В_y (c + o) sin д_o — B_x (c + o) cos д_o = 0;

где b = R_o ст + d_otg д_o + (c + o) sin д_o;

B_x = B_y ctg в;

N_V? (R_{o ст} + d_otg д_o + (c + o) sin д_o + B_y (c + o) sin д_o — - B_y (c + o) cos д_o ctg в = 0;

B_x = B_y ctg в = 56,4 · 15,97 = 900,71 Н Сумма моментов относительно оси Х и точки А:

У М_ОХА: N_V ?е + В_y t — B_Z (c + o) cos д_o = 0;

где t = (с + о) cos д_o tg е;

е = [(с + о) cos д_o + d_о — r_ст] tg е.

В_х + В_х = 0; В_y + В_y + N_V? = 0; В_z + В_z = 0;

А_х — В_х = 0; - А_y + В_y + N_V? = 0; А_z — В_z = 0;

А_х = В_х = 900,71 Н А_y = В_y + N_V ?; А_z = В_z;

А_y = 56,4 +2596,5 = 2652,9 Н; А_z = 118,17 Н Теперь необходимо эти силы разложить на составляющие в направлении линии оси амортизатора и перпендикулярно к ней.

Вертикальную силу А_y поэтому следует рассматривать отдельно и с учетом пространственного угла х, разложить на составляющие в направлении осей U и V (рис. 5.2.). С учетом

tg х = ?tgІ (д_o — б) + tgІ е

tg х = ?tgІ 8є + tgІ 3° = v0,1405І + 0,0524І = 0,15

х? 8°32?.

получаем А_YU = А_y sin х = 2652,9 · 0,1484 = 393,69 Н

А_YV = А_y cos х = 2652,9 · 0,9889 = 2623,45 Н.

Силы А_х и А_z следует разложить и, учитывая угол ж на виде сверху системы сил на рис. 4.6, разложить на составляющие в направлении сил S и Т.

Поскольку

tg ж = tg (д_o — б) / tg е = 0,1405 / 0,0524 = 2,6813

ж = 69°33?.

А_хs = А_х · sin ж = 900,71 · 0,937 = 843,97 Н А_хt = А_х · cos ж = 900,71 · 0,3494 = 314,71 Н А_zs = А_z · cos ж = 118,17 · 0,3494 = 41,29 Н А_zt = А_z · sin ж = 118,17 · 0,937 = 110,73 Н А_s = А_zs + А_хs = 41,29 + 843,97 = 885,26 Н А_t = А_хt — А_zt = 314,71−110,73 = 203,98 Н

Силу А_s следует далее разложить на составляющие в направлениях U и V (рис. 4.7).

A_SU = A_s cos х = 885,26 · 0,9889 = 875,43 H

A_SV = A_s sin х = 885,26 · 0,1484 = 131,37 H.

Силы A_YV и A_SV совместно определяют нагрузку на пружину:

F₁=A_YV+ A_SV =2623,45+131,37 =2754,82 Н.

Вторая составляющая A_SU, также перпендикулярна к прямой АВ, как и A_YU, приложена к штоку поршня. Чтобы иметь возможность определить напряжение изгиба, на основе двух сил с учетом силы А_t, действующей под углом 90° к ним, следует найти поперечную составляющую

A_U = A_SU — A_YU = 875,43 — 393,69 = 481,74 Н.

A_guer = vA_uІ + A_tІ = v481,74І + 20

3,98І = 523,15 Н .

Осуществляем проверку найденных сил:

vA_XІ + A_YІ + A_ZІ = vF_щІ + A_UІ + A_tІ ;

v900,71І + 2652,9І +118,17І = v2754,82І + 481,74І + 203,98І ;

2804,12? 2804,05.

На основе замеров характеристик упругости подвески с петлей гистерезиса сила трения, в данном случае, равная Сµ₁ + Кµ₂, является одной из демпфирующих сил и способствует повышению жесткости подвески.

5 Расчеты на прочность

5.1 Основные теоретические положения расчетов на прочность

При расчетах на прочность сопоставляют фактические и допустимые напряжения, чтобы гарантировать долговечность детали и убедиться в том, что даже при максимальных нагрузках не произойдет ее пластической деформации. Это может иметь место при условии, если будет превышено временное сопротивление или предел текучести материала. Во всех случаях уравнения для расчета будут иметь вид:

у_ф = у_доп. и ф _ф? ф _доп.

Фактически возникающие напряжения вызываются передаваемыми силами и моментами. Их величина зависит от размеров деталей, т. е. от внешних факторов. Допустимые напряжения зависят от тех характеристик материала, которые он будет иметь в данной детали, т. е. речь идет о возникающих в детали внутренних напряжениях.

5.1.1 Определение допускаемых напряжений

Напряжения, которые материал может выдерживать в течение длительного времени, зависят не только от его прочностных характеристик, но также от размеров детали в опасном сечении, от поверхности обработки детали и от наличия концентратов напряжений. Если деталь нагружена только крутящим моментом, то выражение для допускаемых касательных напряжений примет вид:

ф _{доп. D} = ф _tо b₁ b₂ / (в_Nt в_{К t} х).

При растягивающих, сжимающих и изгибающих нагрузках или при их совместном действии выражение будет иметь вид:

у_{доп. D} = у_о b₁ b₂ / (в_Nb в_{К b} х).

Влияние концентратов напряжения при кручении и изгибе различно, поэтому в коэффициентах в_N и в_К введены индексы t (кручение) и b (изгиб).

В числителе на первом месте стоит максимально допустимое напряжение ф _tо или у_о, т. е. такое напряжение, которое может выдержать полированный круглый стержень диаметром 10 мм при соответствующем нагружении. Длительные испытания, проведенные с целью определения предела выносливости, показали, что при знакопеременной нагрузке сопротивление усталости связано с временным сопротивлением у_b, а при знакопостоянной пульсирующей нагрузке — с пределом текучести у_S.

Последнее условие справедливо только в том случае, когда отношение г = у_S / у_b не превышает определенной величины. При более высоких значениях г вновь имеет место зависимость от у_b. Эта зависимость позволяет рассчитать прочностные показатели, необходимые для оценки долговечности, с помощью взятых из стандартов ДИН характеристик материалов (табл. 1.1.).

В случае применения поверхностного упрочнения (независимо от того, использована для этого цементация, высокочастотная или газопламенная закалка) напряжения, которые в течение длительного времени может выдерживать поверхностный слой, возрастает примерно на 20%, т. е. приведенные в таблице 1.1. значения предела выносливости следует умножить на коэффициент 1,2. Предел прочности при изгибе и предел текучести при кручении, определяющие прочностные свойства детали, также возрастают и притом тем больше, чем больше глубина закаленного слоя.

На поверхности валов с целью повышения прочности стремятся добиться Е_ht = 3,0. .. .. 4,5 мм, что позволяет выдерживать кратковременное перегружение до 50%. В первом случае упрочнение учитывается коэффициентом, равным 1,2, во втором — 1,5. Фирма БМВ, например, применив высокочастотную закалку глубиной 3 …4 мм, добилась того, что задние полуоси могут выдерживать длительное увеличение напряжений на 15%, а кратковременное — на 60 … 70%.

В соответствии с действующими напряжениями и видами нагрузки в приведенных выше уравнениях следует использовать при знакопеременном изгибе у_bw? 0,5у_b и при нагружении пульсирующим знакопеременным крутящим моментом ф_о = 0,58у_s или 0,5у_b. Зависимость от у_b и у_s для различных видов сталей (конструкционная, улучшенная, цементуемая) не остается постоянной и может быть для различных случаев получена из табл. 1.1. В принципе, для временного сопротивления у_b следует брать значение приведенного диапазона, т. е. у_b min .

Определяя допускаемые напряжения при одновременном действии нескольких сил, следует учитывать нормальные напряжения.

В числителе появляется масштабный коэффициент b₁, который отражает снижение предела выносливости с увеличением диаметра, а также коэффициент b₂, который учитывает шероховатость поверхности, обусловленную технологией обработки. Коэффициент b₁ можно получить из рис. 1.13. в зависимости от диаметра d или толщины t в опасном сечении.

Коэффициент b₂ приведен на рис. 1.14. в зависимости как от высоты неровностей R_t, так и от минимального значения временного сопротивления у_b min.

В знаменателе на первом месте стоит коэффициент концентрации напряжений в_N прессовой посадки.

Стоящий на втором месте коэффициент концентрации напряжений в_К учитывает влияние всех (кроме обусловленных шероховатостью поверхности) концентраторов напряжений, таких, как изменение диаметра, галтели, выточки, не округлость сечения.

Последним в знаменателе расчетной формулы стоит запас прочности х, который при расчетах на сопротивление усталости принимается не ниже 1,2, а при поверочном расчете на прочность х? 1,5. В последнем случае при определении допустимых напряжений исключаются все коэффициенты концентрации напряжений. Однако посредством расчета следует убедиться, что даже под действием максимальных нагрузок не будут превышены ни временное сопротивление, ни предел текучести: ф_{доп. 2} = ф_о / х; у_{доп. 2} = у_о / х.

В качестве предельных значений ф_о и у_о следует использовать при растяжении — сжатии у_s, при изгибе у_bs = 1,2 у_s и при кручении ф_ts = 0,58 у_s.

5.1.2. Напряжения при изгибе.

Верхнее и нижнее значения направлений изгиба у_bо = М_bo / W_b; у_bu = М_bu / W_b.

При положительном значении у_bu (и момента М_bu) имеет место знакопостоянная нагрузка, а при отрицательном — знакопеременная. В первом случае расчет ведется только по у_bо и у_bsch = 1,2 у_s или 0,86 у_b для у_о. При знакопеременной нагрузке с учетом знаков на основе у_bо и у_bu следует определять соответственно среднее значение напряжений и амплитуду их изменения: