Передняя подвеска автомобиля ЗАЗ-1102 "Таврия"
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
?новесия.
Определяем средний диаметр пружины:
(3.13)
где: G=7,6тАв104 МПа - модуль упругости пружинной стали при кручении.
Рк=Рст/2 - усилие на рычаг подвескир= 9 - число рабочих витков
? = 90 МПа - допустимая контактная напряжения
К= D/d ? 7
Определяем диаметр проволоки:
(3.14)
Полное число витков пружины:
=Пр+1,5= 10,5(3.15)
Деформация пружины:
=(fст+fдв) Zn/Zp=(159+128)тАв0,025= 7,2 мм(3.16)
Минимальная длина пружины:
min=nтАвd+1,5 (n-2)=10,5тАв12+1,5тАв8,5= 138 мм(3.17)
Максимальная длина пружины при свободном состоянии
lmax=lmin+fст=138+160= 298 мм.(3.18)
Касательные напряжения, которые возникают при динамической нагрузке, сравниваем с допустимыми напряжениями:
?max= К(РjтАвD)/2Wр=
=(3162тАв9,6тАв10-3)/(2тАв0,1тАв(1,2тАв10-3)4)= 745,925 МПа (3.19)р=Пd3/16(3.20)
К=1+1,5d/Dср=1+1,5тАв12/96= 1,1875 - коэффициент формы пружины
?max? [?]
,25 < 900 МПа
Пружина изготавливается из стали 60С2А.
.4 Выбор и раiёт амортизатора
При выборе характеристики амортизаторов задаем величину парциального коэффициента апериодичности, рассматривая подвеску как одномассовую систему.
В данном дипломном проекте разрабатывается амортизатор с переменным демпфированием, поэтому раiёт будем вести для трёх случаев: 1) Условие обеспечения оптимального демпфирования для автомобиля iастичной нагрузкой
) Условие обеспечения оптимального демпфирования для автомобиля с полной нагрузкой
) Спортивный режим - коефициент демпфирования в полтора раза больше, чем в первом раiётном случае
) Раiёт характеристики амортизатора для автомобиля iастичной нагрузкой
переднеприводный автомобиль амортизатор подвеска
(3.21)
(3.22)
где
y = 0,15тАж0,3
a=Ко/Кс= 2тАж5 - коэффициент апериодичности при ходе отбоя и сжатия, принимаем равным 2.
Крефициенты демпфирования
при сжатии
Кс1=2К1/(1+a)=2тАв728/(1+2)= 485,3 НтАвс/м(3.23)
при отбое
Ко1=aтАвК1=2тАв728=1456 НтАвс/м(3.24)
Коэффициент демпфирования амортизатора:
(3.25)
Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:
Ро1= Ко1тАвVо=1456тАв0,3=-757 Н при Vо=0,3 м/с
Ро1= Ко1тАвVо=1456тАв0,4=-582 Н при Vо=0,4 м/с
Ро1= Ко1тАвVо=1456тАв0,52=-437 Н при Vо=0,52 м/с
Рс1= Кс1тАвVс=485,3тАв0,3=145,6 Н при Vс=0,3 м/с
Рс1= Кс1тАвVс=485,3тАв0,4=194,12 Н при Vс=0,4 м/с
Рс1= Кс1тАвVс=485,3тАв0,52=254,2 Н при Vс=0,52 м/с
Определяем среднюю мощность, поглощения амортизатором при колебаниях:
ср=(1/4) V2max(Ко+К2)=(1/4)тАв0,522(1456+485,3)= 131,2 Вт
Наружный радиус цилиндра амортизатора определяется:
Определяем диаметр поршня:
) Раiёт характеристики амортизатора для автомобиля с полной нагрузкой
где
y = 0,15тАж0,3
a=Ко/Кс= 2тАж5 - коэффициент апериодичности при ходе отбоя и сжатия, принимаем равным 2.
Крефициенты демпфирования
при сжатии
Кс2=2К/(1+a)=2тАв801/(1+2)= 534 НтАвс/м
при отбое
Ко2=aтАвК=2тАв801=1602 НтАвс/м
Коэффициент демпфирования амортизатора:
Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:
Ро2=Ко2тАвVо=1602тАв0,3=-833 Н при Vо=0,3 м/с
Ро2=Ко2тАвVо=1602тАв0,4=-641 Н при Vо=0,4 м/с
Ро2=Ко2тАвVо=1602тАв0,52=-481 Н при Vо=0,52 м/с
Рс2=Кс2тАвVс=534тАв0,3=160,2 Н при Vс=0,3 м/с
Рс2=Кс2тАвVс=534тАв0,4=213,6 Н при Vс=0,4 м/с
Рс2=Кс2тАвVс=534тАв0,52=277,7 Н при Vс=0,52 м/с
) Раiёт характеристики амортизатора для спортивного режима
Крефициенты демпфирования
при сжатии
Кс3= Кс1тАв1,5=485,3тАв1,5=728 НтАвс/м(3.26)
- при отбое
Ко3= Ко1тАв1,5=1456тАв1,5=2184 НтАвс/м(3.27)
Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:
Ро3=Ко3тАвVо=2184тАв0,3=-655 Н при Vо=0,3 м/с
Ро3=Ко3тАвVо=2184тАв0,4=-874 Н при Vо=0,4 м/с
Ро3=Ко3тАвVо=2184тАв0,52=-1136 Н при Vо=0,52 м/с
Рс3=Кс3тАвVс=728тАв0,3=218,4 Н при Vс=0,3 м/с
Рс3=Кс3тАвVс=728тАв0,4=291,2 Н при Vс=0,4 м/с
Рс3=Кс3тАвVс=728тАв0,52=378,6 Н при Vс=0,52 м/с
Рисунок 3.4 - Характеристика амортизатора
3.5 Раiёт нагрузочных режимов
В этом разделе ограничимся рассмотрением трёх нагрузочных режимов
) Динамическая нагрузка. Этот нагрузочный режим соответствует проезду автомобиля через неровность значительной высоты с заданным коефициентом динамичности (в нашем случае Кд=2). При этом наблюдаются максимальные вертикальные усилия.
) Торможение. Этот нагрузочный режим соответствует торможению при небольшой начальной скорости. В этом случае возникают максимальнве продольные силы.
) Занос. Этот нагрузочный режим характеризуется максимальными поперечными усилиями в подвеске.
Вертикальная реакция веса на рычаг подрессоренных масс приложенная в центре пятна контакта колеса с дорогой, может быть разложена на две составляющие
W=Р+R
где: Р - сила вызывающая растяжение нижнего рычага; R - в свою очередь может быть разложена на силу S - вызывающую сжатиеупругогоэлемента и Q - воспринимаемую направляющей штока.
Реакция веса на колесо за вычетом 25 кг неподрессоренных масс W=263 кгс= 2630 Н.
Из решения силовых треугольников имеем:
Р=77 кг, R=278 кг, S=276 кг, Q=36 кг
Боковая сила Q создающая постоянную нагрузку на направляющую к поршню, является весьма нежелательной, т. к. будет постоянно-действующей и вызывает увеличенный износ в опорах трения стойки, а также снижает чувствительность подвески.
Рисунок 3.5 - Схема действующих сил
Для исключения выше указанного недостатка в проектируемой подвеске принимаем решение расположить ось упругого элемента - поршня, по направлению действия составляющей R.
В этом случае, в статическом положении, силы Q=0, а также включаем в работу буфер сжатия, ось которого совп