Передняя подвеска автомобиля ЗАЗ-1102 «Таврия»

В условиях постоянного расширения автомобильного парка Украины и невысоких доходов среднего украинца перед автомобильной промышленностью страны стоит задача выпуска комфортабельных экономичных и наиболее полно отвечающих потребностям населения автомобилей с высокой степенью универсальности.

Данный дипломный проект как раз и позволяет расширить диапазон применения переднеприводного автомобиля особо малого класса за счёт модернизации амортизаторов передней подвески, внедрение которых позволит получить оптимальное соотношение плавности хода и устойчивости как при выполнении манёвров спортивного характера, так и при медленной езде по разбитым и просёлочным дорогам.

Выполненный дипломный проект содержит расчёты и результаты исследований, подтверждающие техническую и экономическую целесообразность внедрения амортизатора с переменным коэффициентом демпфирования из соображений обеспечения наиболее оптимальных параметров плавности хода, управляемости и устойчивости и, таким образом, улучшения активной безопасности и комфортабельности.

1. Выбор конструкции и технико-экономическое обоснование передней подвески

Для выбора конструкции и технико-экономического обоснования передней подвески рассмотрим анализ испытания плавности хода переднеприводного автомобиля.

1.1 Анализ результатов испытаний на плавность хода.

Испытания проводились в соответствии с ОН 025.3.32−69 в двух весовых состояниях: при полной массе и при частичной нагрузке. Замеры среднеквадратических ускорений производились на месте водителя. Среднеквадратичные вертикальные ускорения колебаний подрессоренной массы автомобиля определялись в двух частотных диапазонах:

1. 0−5,6 Гц; 2. 0−22,4 Гц

Среднеквадратичные ускорения определялись по формуле:

; м/с²

где: D дисперсия ;

N — отсчет диспермометра;

Т — время отсчета;

К — тарировочный коэффициент.

Испытания проводились в двух типах дорожных условий: на булыжном покрытии дороги и на асфальтном покрытии, при различных скоростях движения: 40,50,60,70,80 и 90 км/ч.

Результаты испытаний приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 — Результаты испытаний автомобиля на плавность хода

Результаты испытаний показывают, что оценка плавности хода и вертикальных ускорений имеет преимущество перед другими автомобилями данного класса.

Для более детального анализа можно привести дополнительные исследования в более узких полосах частотного диапазона.

переднеприводный автомобиль амортизатор подвеска

1.2 Основные требования, предъявляемые к подвеске

Основные требования, предъявляемые к подвеске:

1. Упругая характеристика подвески должна обеспечить высокую плавность хода, отсутствие ударов в ограничителе хода, противодействовать кренам при повороте, торможении и разгоне автомобиля.

2. Оптимальная величина затухания колебаний кузова и колес.

3. Малая масса элементов подвески.

4. Достаточная прочность и долговечность деталей подвески и особенно упругих элементов.

5. Оптимальная собственная частота колебаний кузова, определяемая величиной статического прогиба f_ст.

Собственные частоты должны быть в пределах от 50 до 70 кол./мин.

Затухание колебаний должно быть достаточным, чтобы за один период свободных колебаний кузова их размер уменьшился в 3−8 раз.

Ускорения кузова при колебаниях должны быть как можно меньше.

Эти требования являются необходимыми условиями, при которых плавность хода будет оставаться хорошей.

1.3 Выбор конструкции подвески

Для выбора конструкции подвески сравним наиболее распространенные конструкции подвесок, применяемые в переднеприводных автомобилях особо малого класса:

1.3.1 Подвески на двойных поперечных рычагах

В этой конструкции с каждой стороны есть два поперечных рычага, имеющих поворотные опоры на раме, поперечине или кузове. Наружные концы рычагов — в случае передней подвески — соединяются посредством шаровых шарниров с поворотной цапфой или кулаком. Чем больше может быть расстояние между поперечными рычагами, тем меньше силы в рычагах и их опорах, т. е. тем меньше податливость всех деталей и точнее кинематика подвески. Этому способствует эластичное восприятие жесткого качения радиальных шин верхними рычагами (что возможно лишь при этой конструкции независимой подвески). Хотя продольные силы, вызываемые сопротивлением качению, на верхнем рычаге лишь незначительно меньше, однако нижний рычаг и его опоры выполняются с расчетом на явно большие нагрузки. Последние возникают под действием боковых сил или при торможении.

Рисунок 1.1. Схема подвески на двойных поперечных рычагах Главное преимущество подвески на двойных поперечных рычагах — ее кинематические качества: взаимным положением рычагов можно определить высоту как центра поперечного крена, так и центра продольного крена. Кроме того, за счет различной длины можно влиять на угловые перемещения колес при ходах отбоя и сжатия, т. е. на изменение развала и (в определенных границах), независимо от этого, на изменение колеи. При более коротких верхних рычагах колеса при ходе сжатия наклоняются в сторону отрицательного развала, а при ходе отбоя — в сторону положительного. За счет этого можно противодействовать изменению развала, обусловленному боковым креном кузова.

Если центр продольного крена может быть размещен выше оси колес, это не только повысит эффективность противодействия крену при торможении, но и уменьшит «приседание» при разгоне в случае ведущих колес.

Недостатки такой конструкции является то, что при торможении на нижний рычаг действует большая горизонтальная сила, различная длина рычагов создает изменение развала колеса и изменение колей.

1.3.2 Подвеска на продольных рычагах

При этой конструкции подвески с каждой стороны автомобиля имеется расположенный в направлении движения продольный рычаг с поворотной опорой на поперечине подвески или на кузове. Такой рычаг должен воспринимать силы во всех направлениях и испытывает высокие нагрузки на изгиб и кручение, тем не менее под воздействием вертикальных и боковых сил развал и схождение не должны изменяться. Этого можно достичь жестким на изгиб и кручение коробчатым профилем или применением литого рычага вместе с двумя максимально разнесенными жесткими в радиальном направлении опорами.

Рисунок 1.2 Подвеска на продольных рычагах

Подвеска на продольных рычагах сравнительно проста и часто применяется па переднеприводных автомобилях в качестве задней подвески. Она дает возможность выполнить ровным пол кузова и расположить между рычагами топливный бак или запасное колесо. Если оси качания продольных рычагов параллельны плоскости дороги, то при ходах сжатия и отбоя колес не происходит никаких изменений колеи, развала и схождения, лишь база незначительно укорачивается. За счет длины рычагов можно влиять на прогрессивность характеристики упругости и получать более благоприятные параметры колебании при нагрузке. Точки качания рычагов являются одновременно центрами продольного крена, т. е. при торможении задняя часть кузова в этом месте подтягивается вниз.

Недостатком является низкое (на уровне дороги) положение центра поперечного крена; кроме того, при движении на повороте колеса сильнее наклоняются вместе с кузовом, чем при других независимых подвесках. Вертикальные силы, увеличивающиеся при ходе сжатия и уменьшающиеся при ходе отбоя, вызывают различное нагружение на кручение продольного рычага; последний скручивается, и происходит изменение развала, которое приводит к уменьшению возможности передачи шиной боковых сил. Коэффициент изменения развала при крене составляет в среднем 1,05. Кроме того, надо учитывать, что боковая сила дополнительно отжимает внешнее на повороте колесо в направлении положительного развала, а внутреннее — в сторону отрицательного.

В случае применения подвески на продольных рычагах для передних колес недостатком является увеличение продольного наклона оси поворота при ходе сжатия и уменьшение при ходе отбоя.

Рисунок 1.3 — Зависимость продольного наклона оси поворота от хода подвески

За счет этого изменяются силы, действующие в рулевом управлении: на наружном при повороте колесе, совершающем ход сжатия, увеличивается возвратный момент. Указанный недостаток является, вероятно, причиной того, что простая и экономичная в изготовлении подвеска на продольных рычагах применяется для передних колес только на относительно легких и «тихоходных» легковых автомобилях.

1.3.3 Подвеска на продольных и поперечных рычагах

Эта конструкция в сущности представляет собой подвеску с направляющей стойкой, в которой с целью разгрузки брызговика крыла верхние опорные усилия воспринимаются продольным рычагом, установленным на относительно жестком щите передка.

Большое расстояние между несущим и направляющим шарниром обусловливает возникновение малых усилий, путем наклона оси верхнего рычага в поперечном направлении можно влиять на изменение развала и колеи колес и на высоту центра крена.

Рисунок 1.4 — Подвеска на продольных и поперечных рычагах.

Путем наклона оси качения рычага DG можно поднять центр крена при этом изменение развала колеса получается ближе к оптимальному. Недостатком является большое число шарниров и повышение затрат, а также большая трудоемкость изготовления.

1.3.4 Подвеска Макферсон (подвеска на направляющих пружинных стойках)

Направляющая пружинная стойка представляет собой дальнейшее 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.

Рисунок 1.5 — Подвеска на направляющих пружинных стойках

Основное преимущество направляющей пружинной стойки состоит в том, что все детали, выполняющие упругую работу и направляющие функции, могут быть объединены в одну монтажную единицу (рис. 1.5). 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

Другие преимущества, связанные с подвесками на направляющих стойках:

меньшие усилия в точках крепления к кузову за счет большого расстояния между ними;

небольшое расстояние между точкой крепления амортизатора к нижнему рычагу и точкой контакта колеса с дорогой;

большие хода подвески;

упразднение трех опорных точек;

лучшая возможность создания передней зоны деформации

Противостоящие им следующие неизбежные недостатки благодаря проведенным 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 продольного 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, которые, однако, неблагоприятным образом увеличивают плечо обкатки.

В последнее время направляющие пружинные 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 большую направляющую базу между направляющей штока и поршнем.

В связи с достоинствами, которыми обладает подвеска Макферсон, а также в связи с тем, что она отвечает необходимым условиям и требованиям эксплуатации, для проектируемого легкового переднеприводного автомобиля особо малого класса выбираем подвеску Макферсона типа «качающая свеча».

1.4 Анализ патентной информации

Создание отечественных оригинальных прогрессивных конструкций подвесок должно базироваться на серьёзных теоретических исследованиях и результатах испытаний различных вариантов этих конструкций. Полученные выводы необходимо применять, во внимание при проведении конструкторско — экспериментальных работ с целью приближения научного прогноза к практическим задачам промышленности. Только такие комплексные исследования могут привести к дальнейшему совершенствованию отечественных подвесок и обеспечить создание конкурентно способных конструкций, находящихся по своим производственным и эксплуатационным технико-экономическим показателям на серьёзном уровне.

На основании критического анализа имеющихся данных по пружинным подвескам автотранспортных средств предпринимается попытка освоить проблемные вопросы, систематизировать опыт создания подвесок с изменяющимся коэффициентом жесткости и выбрать конкретную конструкцию.

4 А120 П Передняя пружинная подвеска. Vehicle axle suspension system. Пат. 55 Н 817 США, МПК6 В60 G 11 /22/ Kasahara Tamiyoshi, Akatsu Yohsuke, Kawagoe Kengi, Endo Yutaka, Noguchi Hiroshi; Nissan Motor Co Ltd;

— № 70 919; Заявл. 4.6.93; Опубл. 30.4.96; Приор. 16.6.92 № 4−156 917 (Япония);

НПК 280/717

Патентуется конструкция передней независимой пружинной подвески для легкового автомобиля. Балка переднего моста крепится к кузову с помощью 4 эластичных элементов в 4 точках: 2 впереди и 2 сзади оси передних колёс на разной высоте от плоскости дороги. Расположение этих элементов крепления подобрано таким образом, чтобы в результате их деформирования под действием поперечного усилия при криволинейном движении автомобиля поворот балки вокруг продольной оси обеспечивает улучшение устойчивости и управляемости на поворотах. Даны варианты конструкции подвески и её крепления.

A138 П. Регулируемый амортизатор. Shock absorber: Пат. 5 501 307 США, МПК F 16 F 5/00/Lars Merod: Yamaha Hatsudoki K.K. — № 211 872: Заявл. 23,10,92; Опубл. 26,5,96: Приор. 24,10,91, № 3−303 880 (Япония); НПК 188/319

Патентуется гидравлический амортизатор (А) с регулируемой степенью демпфирования и повышенным быстродействием. В поршне, А установлен золотник, нагруженный пружиной и электромагнитным клапаном. Золотник и клапан регулируют сопротивление перетоку жидкости из полостей ВД в НД. Сопротивление регулируется путем изменения эл. Напряжения на обмотке электромагнитного клапана. Полость под золотником соединена через обратные клапаны со штоковой и подпоршневой камерой А. Таким образом эта полость всегда соединена с той камерой А, в которой в данный момент имеет место наибольшее давление. При подаче напряжения на обмотку электромагнитного клапана он открывает регулируемое отверстие, давление в полости над золотником падает и он быстро перемещается, открывая сообщение между полостями Д и ВД. В патентуемой конструкции, А шток электромагнитного клапана выведен в полость под зонтиком. Таким образом на шток электромагнитного клапана действует не только электромагнитная сила, но и давление жидкости в полости под зонтиком, что увеличивает скорость перемещения штока и повышает быстродействие, А в целом. Даны еще 5 вариантов А, которые отличаются в основном конструктивными решениями при сохраненииобщего принципа работы.

И.Д. Беляков

УДК 629,3,027,5; 629,3,027,4

8A111П. Регулируемый амортизатор. Hydraulk shock absorber having variable damping force characteristic structure: Пат. 5 497 862 США, МПК F 16 F 9/50/ Hoya Hiroshi; Unisia Jecs Corp. — № 391 683 Заявл. 21,2,95; Опубл. 12,3,96; Приор. 22,2,94, № 6−24 122 (Япония); НПК 188/282

Патентуется гидроамортизатор (Г) с регулируемой степенью демпфирования. Степень демпфирования при ходе сжатия или отбоя регулируются независимо одна от другой. В поршне Г сделано 2 ряда отверстий. Один ряд отверстий пропускает жидкость из нижней полости в верхнюю (ход сжатия), а другой — в обратном направлении (ход отбоя). Каждый ряд отверстий закрывается своим пластинчатым клапаном и соединен радиальными пазами с отверстиями в штоке поршня. В центральном отверстии штока установлен поворотный золотник с осевыми пазами. 2 осевых паза служат для пропуска жидкости из одной полости в другую в обратном направлении при ходе отбоя. Пазы золотника соединены через другой ряд радиальных отверстий с двумя пластинчатыми клапанами, расположенными выше и ниже пластинчатых клапанов поршня. Пластинчатые клапаны поршня открываются только при ударных нагрузках на Г и выполняют функцию предохранительных клапанов. Выше расположенные пластинчатые клапаны служат для регулирования степени демпфирования. При повороте золотника меняется зазор между его осевым пазом и отверстием штока и тем самым изменяется сопротивление потоку жидкости. Золотник поворачивается шаговым электродвигателем, который управляется ЭВМ в зависимости, например, от величины ускорения подрессоренных масс. Возможны 3 основные режима работы Г. Один режим характеризуется высоким сопротивлением при ходе отбоя. При другом режиме сопротивление при ходе отбоя понижается при сохранении того же сопротивления при ходе сжатия. При третьем режиме понижается сопротивление при обоих ходах («Мягкая подвеска»)

Н.Д. Беляков

02.02−02А.119. Автомобиль Volvo S60 с активной подвеской. Volvo’s performance concept / Birch Stuart // Automot. Eng. Int. — 2000. — 108, № 12. — С. 52. — Англ.

Сообщается, что легковой автомобиль Volvo S60 снабжен активной системой управления шасси Four-C, разработанной совместно с фирмой Ohlins Racing AB. Система собирает информацию о параметрах движения и мгновенно реагирует на нее изменением жесткости амортизаторов. Микропроцессор обеспечивает микропроцессорное регулирование точного положения каждого колеса, степени скольжения. Наибольший объем информации поступает от датчиков высоты и ускорений кузова, которые измеряют положение и движение каждого колеса и кузова автомобиля.

1.5 Амортизаторы с переменным демпфированием

Уже в 50-е годы некоторые автомобили повышенной комфортности были оборудованы такими системами, как Armstrong Selectaride, которые давали возможность водителю вручную выбирать предопределенные установки амортизатора, от мягкого до жесткого. Современные системы работают автоматически (хотя часто с возможностью изменения регулировок водителем), используя управление через компьютер, чтобы выбрать наиболее подходящую настройку для любой скорости, поверхности дороги и условий движения. Большинство систем, использовавшихся на автомобилях высшего класса до 2001 года, работают с помощью одного или двух электромагнитных перепускных клапанов, которые открываются или закрываются для обеспечения двух или трех демпфирующих характеристик. В трехуровневой системе самая жесткая характеристика получается при двух закрытых клапанах и часто именуется «спорт», когда один клапан открывается, система переходит в «нормальный» режим. Открытие обоих клапанов обеспечивает самый мягкий режим «комфорт».

Mercedes разработал более совершенную систему ADS (Adaptive Damping System — адаптивную демпфирующую систему), которая использует перепускные клапаны различных размеров, обеспечивая четыре различных установки демпфирования. Mercedes утверждает, что система устанавливается на самый мягкий режим больше половины времени движения, даже если автомобиль едет с максимальной скоростью.

Совершенно другой подход был предложен поставщиком систем Delphi в его концепции Magneride. В ней используется тот факт, что некоторые вязкие жидкости можно сделать чувствительными к электромагнитным полям, когда вязкость жидкости увеличивается с усилением поля, молекулы «выстраиваются в ряд» и создают большее сопротивление.

Компания Delphi продемонстрировала автомобили, оборудованные амортизаторами, в которых обычные отверстия заменялись узкими проходами, в которых жидкость проходила между электромагнитными катушками. Система Magneride имеет огромное преимущество, заключающееся в том, что вязкость жидкости, а следовательно, и степень демпфирования, полностью изменяемые, в зависимости от изменения мощности электромагнитного поля, которая контролируется компьютером

Современные конструкции адаптивных амортизаторов отличаются также по способу управления амортизаторами.

Наиболее простые системы предполагают ручной выбор демпфирования водителем. Следующее поколение систем управления амортизатором имеет как ручное, так и автоматическое переключение в зависимости от скорости движения или показаний датчиков ускорения, закреплённых на кузове автомобиля (обычно на крыльях). И, наконец, блоки управления в самых последних разработок используют в качестве вводных данных электронный блок управления электронной системы стабилизации, что делает процесс управления амортизатором зависящим от множества факторов.

Предлагаемая конструкция амортизатора представляет собой обычный двухтрубный амортизатор со следующими конструктивными отличиями

1) Жидкость из полости под поршнем в полость над поршнем перетекает не только по каналам в поршне, но и дополнительно через осевой канал в штоке 1 (смотрите графическую часть) и далее через радиальные каналы, выполненные в штоке (два на уровне поршня и два в надпоршневой полости).

2) Радиальные каналы в штоке перекрываются калиброванными отверстиями разного диаметра в управляющем штоке 21. Управляющий шток представляет собой трубку с 6-ю радиальными отверстиями соединённую с шаговым электродвигателем для придания ему вращательной подвижности внутри штока. При вращательных передвижениях отверстия на штоке могут перекрываться с каждым из 6-и отверстий на управляющем штоке, что позволяет изменять гидравлическое сопротивление при переходе жидкости из одной полости в другую в зависимости от того через крупное или мелкое отверстие проходит жидкость в данный момент.

Такая конструкция амортизатора позволяет изменять коефициент демпфирования амортизаторов в зависимости от дорожной обстановки (при применении автоматизированной системы управления) или выбранного стиля езды

2. Тяговый расчёт автомобиля

Задачей тягового расчета является нахождение основных параметров двигателя и трансмиссии, обеспечивающих автомобилю необходимые основные показатели тягово-скоростных характеристик: силы тяги на ведущих колесах, скорость и ускорение движения и другое, время и путь разгона автомобиля на горизонтальной дороге с нормальным покрытием.

2.1 Скоростная внешняя характеристика двигателя

Выполнение тягового расчета автомобиля начинается с выбора типа двигателя и определения его параметров. При этом необходимо учитывать назначение и компоновку автомобиля, условия работы двигателя на различных типах и модификациях автомобилей, согласовывать в процессе проектирования исходные данные с базовыми параметрами автомобилей.

Эффективная мощность двигателя необходимая для движения автомобиля массой М_а. = 1110 кг с установившейся скоростью движения V_max= 145 км/ч:

(2.1)

где _v — коэффициент сопротивления дороги максимальной скорости автомобиля, на наивысшей передаче, который при скорости движения V_max = =145 км/ч принимается

_v = f₀ (1 + А V_а²) (2.2)

А — постоянная величина А = (4…5) 10 ^— 5, принимаем А = 4 10 ^— 5;

f₀ — коэффициент сопротивления качения при малых скоростях движения и для дорог с асфальтно-бетонным и цементно-бетонным покрытием, в хорошем состоянии принимается равным: f₀ = 0,01…0,015, в удовлетворительном состоянии f₀ = =0,015…0,02. В нашем случае принимаем f₀ = 0,015.

_v = 0,015 (1 + 4 10 ^— 5 145²) = 0,0276.

G_a. = gM_a. — полный вес автомобиля. G_a. = gM_a = 9,811 110 =

=10 889,1 Н.

g = 9,81 — ускорение свободного падения.

M_a = 1110 кг — полная масса автомобиля.

К_а. — коэффициент сопротивления воздуха. Для нашего автомобиля принимаем К_а. = 0,2, так как данный автомобиль является легковым.

F — площадь лобового сечения автомобиля. Для легковых автомобилей она определяется по формуле (2.3) и должна находиться в пределах 1,7…2,5м².

F = (0,78…0,8) B_гH_г (2.3)

где В_г — габаритная ширина автомобиля, B_г = 1,55 м; Н_г. — габаритная высота автомобиля, Н_г. = 1,41 м.

Тогда, согласно формуле (2.2):

F = 0,78 1,55 1,41 = 1,7 м².

где _тр. — КПД трансмиссии автомобиля. Для нашего автомобиля принимаем _тр. = 0,93.

K_p. — коэффициент коррекции, значение которого зависит от комплектации и стандартных условий стендовых испытаний. Предварительно примем K_p. = 0,95.

Подставив эти значения в формулу (2.1), получим:

кВт.

При эксплуатации часть мощности двигателя расходуется на неучтенных при снятии стендовой характеристики потребителей. Мощность, которая передается через трансмиссию на ведущие колеса меньше номинальной внешней характеристики двигателя. Максимальную мощность двигателя на внешней характеристике двигателя определим по эмпирической зависимости (2.4):

(2.4)

где _max — отношение частоты вращения коленчатого вала двигателя при максимальной скорости автомобиля n_v, к частоте вращения при максимальной мощности n_n, и равное, для карбюраторных двигателей без ограничителя, = 1,05…1,1. Для данного автомобиля принимаем = 1,1.

a, b и c — коэффициенты, постоянные для данного двигателя. Так, как мы не имеем технической характеристики двигателя, то для нахождения этих коэффициентов воспользуемся формулами (2.5), которые определяют значения a, b и c по характерным точкам скоростной характеристики. При нахождении этих значений, учтем, что тип выбранного нами двигателя — карбюраторный.

Максимальную частоту вращения — n_v, определим по технической характеристике для данного двигателя, n_п = 5409 мин. Соответственно n_v = =n_n = 5409 1,1 = 5950 мин.

(2.5)

где M_З — запас крутящего момента, который определяется по формуле (2.6):

(2.6)

M_N — крутящий момент при максимальной мощности двигателя.

K_N — коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте.

Так, как мы не знаем внешней характеристики двигателя, то рассчитаем коэффициенты a, b, c по существующим двигателям, аналогам, близким к проектируемому двигателю. Для карбюраторных двигателей:

M_З = 5…35 K_N =1,2…2,5

Для двигателя, который будет установлен на проектируемый автомобиль, примем следующие значения: M_З = 20, K_N =1,6.

При таких величинах M_З и K_N постоянные a, b, c будут равны:

Зная значения этих постоянных и параметра, рассчитаем максимальную мощность двигателя по формуле (2.4):

кВт.

Для определения других поточных значений мощности двигателя в различных точках кривой внешней скоростной характеристики двигателя необходимо найти 8…10 точек и применить эмпирическую формулу (2.7):

(2.7)

где К_Д. — эмпирический коэффициент, значения которого зависят от принятых промежуточных значений частоты вращения коленчатого вала.

(2.8)

Минимальная частота вращения коленчатого вала должна находиться в пределах от 400 мин до 900 мин, таким образом, принимаем n_min = =850 мин. Крутящий момент двигателя определим по соответствующим значениям мощности двигателя N_e и частоты вращения коленчатого вала n_e при помощи формулы (2.9):

(2.9)

Результаты вычислений по формулам (2.7), (2.8) и (2.9) сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя

По данным таблицы 2.1 строим внешнюю скоростную характеристику (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1 — Внешняя скоростная характеристика двигателя

2.2 Передаточные числа трансмиссии

2.2.1 Передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи U₀ определяется исходя из максимальной скорости движения автомобиля V_max на высшей передаче в коробке передач и дополнительной коробке при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя п_мах= п_v по формуле (2.10).

(2.10)

где r_d — динамический радиус колеса, м;

U_кв — передаточное число коробки передач на высшей передаче.

Динамический радиус колеса может быть принятым равным статическому радиусу, который можно определить с некоторой погрешностью по формуле (2.11).

м (2.11)

где d — диаметр обода колеса, м;

Н — высота профиля шин, м;

_ш — коэффициент радиальной деформации шин, при полной нагрузке автомобиля на твердой опорной поверхности для стандартных и широкопрофильных шин _ш =0,1…0,16. Для данного автомобиля принимаем _ш =0,15.

Данный автомобиль оснащен низкопрофильными шинами со следующими размерами: 155/70R13. Таким образом, динамический радиус колеса

r_d = 0,5· 0,33 + 0,155· 0,7·(1 — 0,15) 0,257 м.

Высшая передача данного автомобиля, не прямая, является ускоряющей, то высшее передаточное число коробки передач U_к.в. = 0,97, таким образом:

.

В дальнейшем при расчете U₀ может изменяться с целью улучшения тягово-скоростных и экономических показателей автомобиля.

2.2.2 Передаточные числа коробки передач

Передаточное число на первой передаче трансмиссии должно удовлетворять следующие требования:

обеспечивать преодоление максимального заданого подъема;

не вызывать буксование ведущих колес автомобиля при нормальных условиях их сцепления с дорогой и передаче максимального крутящего момента двигателя.

(2.12)

где Z₁ — нормальная реакция дороги на ведущие колеса автомобиля,

Z₁ = 577· 9,81 = 5660,4 Н.

При этом должно выполняться неравенство

(2.13)

Для проектируемого автомобиля максимальный коэффициент сопротивления дороги _max = 0,38, коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой для хороших дорожных условий = 0,8.

;

;

Таким образом, U_К1() = 3,8.

Тогда передаточные числа промежуточных передач определяются по формуле:

. (2.14)

;

;

U_К4 = 0,97 (т. к. КПП двухвальная);

2.2.3 Корректировка передаточных чисел трансмиссии

Рисунок 2.2 — Кинематическая схема двухвальной пятиступенчатой коробки передач

Полученные числа необходимо откорректировать с целью улучшения тягово-скоростных характеристик автомобиля, а также экономических качеств.

Найдем межосевое расстояние в двухвальной коробке передач:

мм; (2.15)

где, а = 15 — коэффициент для легковых автомобилей

.

По ГОСТ 2185– — 66 принимаем a_w = 70 мм.

3,909, 2,375, 1,571, 0,97, 0,73.

Исходя из условий постоянства межосевого расстояния, а также принимая что модули зубьев и угол их наклона на всех передач одинаковы, количество зубьев определяется по следующей формуле:

(2.16)

где — угол наклона зуба косозубых передач, = 30;

т_п — модуль зубчатых колес, т_п = 2,25 мм.

Полученные значения Z_n округляют.

;

;

;

.

Количество зубьев остальных зубчатых колес соответственно передаче:

;

;

; (2.17)

;

Таким образом, передаточные числа после проектирования будут:

;

;

; (2.18)

;

При одинаковом модуле на всех передачах должно выполнятся условие:

(2.19)

11 + 43 = 16 + 38 = 21 + 33 = 27 + 27 = 54.

Передаточное число заднего хода автомобиля устанавливается из условий компоновки коробки передач:

U_З.Х. = 3,358.

2.3 Тяговый баланс автомобиля

Тяговый баланс представляет собой отношение тяговой силы на ведущих колесах на всех передачах и сил сопротивления от скорости движения автомобиля. Уравнение тягового баланса при установившемся режиме движения имеет вид:

(2.20)

.

Используется при проектировании новых и оценки тягово-скоростных качеств существующих моделей автомобилей.

Скорость движения автомобиля определяется по формуле:

. (2.21)

Расчет значений Р_К делают по М_д, а скорости V_а по n_e для всех передач, и значения заносятся в таблицу 2.2. По табличным данным строится скоростная характеристика автомобиля (рисунок 2.3).

При построении и расчете следует учитывать, что при малых скоростях = f₀, а при высоких = f_v = f₀ (1+A V_a)².

2.4 Динамическая характеристика автомобиля

Динамическая характеристика автомобиля — зависимость динамического фактора от скорости движения на каждой передаче.

Динамический фактор представляет собой тяговую силу, развитую автомобилем на ведущих колесах исключая силу сопротивления воздуха отнесенных к весу автомобиля с полной загрузкой, то есть удельную избыточную тяговую силу:

(2.22)

при установившемся режиме движения автомобиля:

(2.23)

где f — коэффициент сопротивления колес с дорогой;

i — величина преодолеваемого подъема.

По величине Р_К и Р_W для соответствующих скоростей движения автомобиля по формуле (2.23) определяются значения динамического фактора, которые заносятся в таблицу 2.2, и строится динамическая характеристика автомобиля (рисунок 2.4).

Максимальное значение D_max = _max = 0,38.

2.5 Характеристика ускорения автомобиля

Показывает зависимость ускорений разгона автомобиля на каждой передаче от скорости:

м/с² (2.24)

где _j — коэффициент учета инертности вращающихся масс автомобиля, величина которого рассчитывается для разных автомобилей с полным загрузочным весом по формуле:

_j = 1,04 + 0,04, (2.25)

где U_K — передаточное число коробки передач, берется на каждой

передаче

Результаты расчетов заносятся в таблицу 2.2, и строится характеристика ускорения (рисунок 2.5).

При определении ускорений есть неточность, так как динамический фактор подсчитывается при условии установившегося движения и работы двигателя, и при непостоянном режиме будут расхождения.

Таблица 2.2 Итоги тягового расчета автомобиля

Рисунок 1.3 — Скоростная характеристика автомобиля Рисунок 2.4 — Тяговая характеристика автомобиля Рисунок 2.5 — Динамическая характеристика автомобиля Рисунок 2.6 — Характеристика ускорений автомобиля Рисунок 2.7 — Величина обратная ускорению

2.6 Характеристика разгона автомобиля

Приемистость — способность автомобиля быстро набирать скорость и характеризуется временем и путем разгона.

Характеристика разгона автомобиля — это зависимость времени t сек и пути S_M от скорости движения автомобиля при разгоне с полным открытием дроссельной заслонки карбюратора.

Время и путь разгона определяется графоаналитическим способом.

2.6.1 Время разгона автомобиля

Для определения времени разгона необходимо воспользоваться методами графического интегрирования. Для этого подсчитываются значения обратных ускорений и заносятся в таблицу 2.2, а потом строятся кривые изменения указанных величин в зависимости от скорости на повышающих передачах, с помощью которых можно определить время разгона в любом интервале скоростей (рисунок 2.6).

Например от V_a до V_a определяется площадью, ограниченной соответствующими ординатами кривой значений обратных ускорений и осью абсцисс:

(2.26)

где m₁ — масштаб в котором отложена величина обратная ускорению,

m₂ — масштаб в котором отложена скорость V_a.

Для построения зависимости времени разгона от скорости всю площадь под кривыми обратных ускорений для повышенных передач разбивают на участки, ширина которых выбирается поменьше для лучшей точности.

Время разгона определяется суммой площадок, то есть:

(2.27)

…

При разгоне автомобиля с места отсчет ведется со скорости, которая соответствует минимальной постоянной частоте вращения коленчатого вала двигателя n_min при полной подаче топлива на второй передаче. В действительности разгон автомобиля становиться практически неизменным при V_a =(0,9…0,95) V_a. Поэтому время разгона определяется для скорости на 5…10% меньше максимальной.

Результаты расчета заносятся в таблицу 2.3.

2.6.2 Путь разгона автомобиля

По кривой времени разгона можно найти путь разгона автомобиля в данных границах изменения скорости и построить кривую разгона.

Путь разгона можно подсчитать по уравнению:

(2.28)

где m₂ — масштаб, в котором отложена скорость V_a,

m₃ — масштаб, в котором отложено время t сек.

Правая часть уравнения соответствует площади между кривой зависимости времени разгона от скорости и осью ординат в пределах времени t - t, то есть площадь, ограниченная двумя горизонтальными прямыми, вертикальной осью и кривой времени, определяет в соответственном масштабе путь разгона в выделенном интервале времени и в диапазоне изменения скорости от V_a до V_a.

Для построения кривой пути разгона используют тот же метод, что и для построения кривой времени разгона.

(2.29)

…

Полученные значения пути разгона заносятся в таблицу 2.3, и строится график пути разгона автомобиля (рисунок 2.8 и рисунок 2.9 соответственно).

Таблица 2.3 Характеристика разгона автомобиля

Рисунок 2.8 — Время разгона автомобиля Рисунок 2.9 — Путь разгона автомобиля

2.7 Мощностной баланс автомобиля

Для решения ряда задач по тягово-скоростным и экономическим качествам автомобиля применяется мощностной баланс, который имеет вид:

(2.30)

где N_K — мощность, которая подводится от двигателя к ведущим колесам;

N_f — мощность, которая тратится на преодоление сопротивление качения;

N_i — мощность, которая тратится на преодоление подъема;

N_j — мощность, которая тратится на ускорение автомобиля;

N_W — мощность, которая тратится на сопротивление воздуха.

Мощностной баланс автомобиля при установившемся режиме движения:

(2.31)

Мощностной баланс автомобиля изображает зависимость мощностей N_K, N, N_W, от скорости движения V_a.

кВт (2.32)

Полученные значения заносим в таблицу 2.4 и изображаем графически мощностной баланс автомобиля (рисунок 2.10).

Таблица 2.4 Мощностной баланс автомобиля

Рисунок 2.10 — Мощностной баланс автомобиля

2.8 Топливная экономичность автомобиля

Топливная экономичность оценивается в путевых затратах топлива в литрах на 100 км пути, пройденного автомобилем при установившемся движении по формуле:

л /100 км (2.33)

где g_e — удельные затраты топлива;

N_e — мощность двигателя необходимая для движения автомобиля с заданной скоростью в конкретных дорожных условиях;

_Т — плотность топлива, для бензина _Т = 0,825 кг/л.

Для нахождения удельных затрат топлива применяют приближенные методы:

g_e = К К, (2.34)

где — удельные затраты топлива при максимальной мощности двигателя;

К — коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от оборотов двигателя (скоростной коэффициент расхода топлива);

К — коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от загрузки двигателя (нагрузочный коэффициент расхода топлива).

Коэффициенты К и К находят по текущим значениям оборотов двигателя п_е и максимальным оборотам n_N, текущим значениям мощности N_e и максимальной мощности N_eвн.

(2.35)

(2.36)

Удельные затраты топлива при максимальной мощности как правило на 5…10% больше минимальных удельных затрат, что зависит от конструкции и типа двигателя:

= 270 ;

= 280 .

При расчете топливных характеристик установившегося движения для соответствующего значения мощности двигателя принимаются значения ₁, ₂, ₃ из динамической характеристики на высшей передаче с соответственными значениями скоростей:

(2.37)

Расчетные значения заносятся в таблицу 2.5, строятся графики зависимостей Q_S от V_a, и g_e от V_a (рисунок 2.11).

Таблица 2.5 Топливная экономичность автомобиля

Рисунок 2.11 — Топливно-экономическая характеристика автомобиля

3. Конструирование и расчет передней подвески

При проектировании подвески современного автомобиля должен быть решен целый комплекс тесно связанных между собой вопросов, которые обеспечат требуемую плавность хода. Управляемость и устойчивость, а также достаточную долговечность всех деталей подвески ходовой части и пневматических шин.

При проведении проектировочного расчёта следует придерживаться следующей последовательности:

а) технико-экономическое обоснование и выбор конструктивной схемы подвески;

б) выбор вертикальной упругой характеристики подвески;

в) выбор и согласование кинематики подвески;

г) построение кинематической характеристики подвески;

д) проектирование основного упругого элемента подвески;

е) расчёт характеристики и выбор амортизатора;