Выдержка из текста работы
Подвеска, являясь промежуточным звеном между кузовом автомобиля и дорогой, должна быть лёгкой и наряду с высокой комфортабельностью обеспечивать максимальную безопасность движения. Для этого необходимы точная кинематика колёс, лёгкость поворота управляемых колёс, а также изоляция кузова от дорожных шумов и жёсткого качения радиальных шин. Кроме того, надо учитывать, что подвеска передаёт на кузов силы, возникающие в контакте колеса с дорогой, поэтому она должна быть прочной и долговечной.
Независимая подвеска передних колес должна:
· При изменении нагрузки не вызывать значительного изменения колеи, являющегося источником износа шин;
· При изменении нагрузки не создавать значительного и резкого изменения угла продольного наклона оси поворотного шкворня, влияющего на плавность движения и стабилизацию колес;
· При изменении нагрузки не вызывать создавать значительного и резкого изменения угла поперечного наклона оси поворотного шкворня, влияющего на стабилизацию колес и на положение плоскости вращения колеса, вызывать гироскопический момент на поворотном кулаке и, как следствие — резкое изменение момента на рулевом колесе и возможность возникновения автоколебаний колес;
· При изменении нагрузки не создавать значительных продольных ускорений колес, являющихся причиной возникновения продольных толчков при движении автомобиля по неровной дороге и вызывающих появление инерционного момента на поворотном кулаке и, как следствие резкое изменение момента на рулевом колесе;
· При кренах обеспечивать наклон колес в направлении наклона подрессоренной части, чтобы увеличить угол увода колес и усиливать эффект недостаточной поворачиваемости;
Независимые подвески применяют для легковых автомобилей и грузовых автомобилей высокой проходимости.
Выбор типа упругого элемента определяется конструктивной схемой, требованиями компактности и снижения массы. Неметаллические упругие элементы обеспечивают хорошую плавность хода, но имеют более высокую стоимость, чем металлические.
Применявшийся ранее термин «подвеска Макферсона» со временем был заменён термином «подвеска на направляющих и амортизаторных стойках».
1. Анализ конструкции
Направляющая пружинная стойка представляет собой дальнейшее развитие подвески на двойных поперечных рычагах. Верхний рычаг здесь заменён 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 нежелательных изменений развала и продольного наклона оси поворота, 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 состоит 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, демпфирующая часть и опора подшипника колеса.
Другие преимущества, связанные с подвесками на направляющих стойках:
· меньшие усилия в точках крепления к кузову за счёт большого расстояния c;
· небольшое расстояние B между точками G и N (см рис 2.1.);
· большие хода подвески;
Наряду с подвесками со связанными рычагами направляющие пружинные и амортизаторные стойки получили распространение в задних подвесках переднеприводных автомобилей. В отличие от передних подвесок, здесь:
· отсутствует подшипник качения в верхней опоре;
· могут быть применены более длинные, почти до середины автомобиля, поперечные штанги, обусловливающие более благоприятное изменение схождения и развала, а также меньшее опускание центра крена при нагружении (см. рис. 2.2 и 2.3);
Рис. 2.1.
Рис. 2.2
Рис. 2.3
· наружные точки штанг могут быть значительно смещены в пространство колеса и за счет этого получены небольшие размеры b (см. рис. 4 и 6);
Рис. 2.4
Рис. 2.5
Рис. 2.6
· багажник может быть опущен, а при амортизаторных стойках еще и расширен;
· за счет жесткости резиновых элементов и соответствующего расстояния между точками крепления тяг к опоре подшипника колеса (точки 5 и 6 на рис. 6) необходимо предотвращать нежелательный эластичный поворот колес.
Рис. 2.7
За счет соответствующего взаимного положения обеих поперечных штанг можно осуществить эластокинематическое изменение схождения под действием боковых и тормозных сил. Продольные силы почти на всех задних подвесках с направляющими стойками воспринимаются специальными штангами, которые на передних концах имеют резиновые опоры с прогрессивной характеристикой упругости для изолирования кузова от жесткого качения радиальных шин (см. рис.).
Рис. 2.8
Эта продольная податливость приводит к тому, что под действием тормозных сил колеса несколько смещаются назад. Когда поперечные рычаги расположены на виде сверху косо (рис. 8), то на колесе может возникнуть небольшой угол h положительного схождения, если тормозная сила Fb на плече rb не образует поворотный момент противоположного направления (рис. 9). Фирма «Mazda» предусматривает такую установку рычагов на модификации 323. Фирма «Toyota» на всех переднеприводных автомобилях смещает параллельные поперечные штанги дальше назад (рис. 10), чтобы подвеска способствовала недостаточной поворачиваемости под действием боковых сил.
Рис. 2.9
Рис. 2.10.
Рис. 2.11.
При движении на повороте в точках контакта колес возникают повышенные силы сопротивления качению FRk, которые смещают поперечный рычаг 2 и штангу 3 немного назад (рис. 11) вследствие податливости эластичных опор в точках крепления продольных штанг 1.
Рис. 2.12
Рис. 2.13
Рис. 2.14
Скошенные теперь детали 2 и 3 дополнительно нагружаются боковыми силами: наружное на повороте колесо — силой Fsa и внутреннее — силой Fsi. Эти силы, смещенные на величину nR сноса реакции (обусловленного деформацией шины), приложены позади центра колеса; nR составляет от 10 до 40 мм и уменьшается с ростом скорости движения на повороте (т. е. с увеличением углов увода шины). Таким образом, небольшие при медленном движении на повороте боковые силы приложены с большим смещением назад, они на 70% нагружают слегка скошенный поперечный рычаг 2 и на 30% — штангу 3. Опоры рычага 2 упруго деформируются и наружное заднее колесо слегка поворачивается в направлении положительного схождения (рис. 12). На внутреннем колесе сила Fsi направлена изнутри наружу, и на нем возникает отрицательное схождение. Если водитель увеличивает скорость, то, расстояние между опорами продольной штанги 1 еще больше увеличивается; кроме того, возрастают углы увода и отрезки nR уменьшаются.
Рис. 2.15
Точки приложения боковых сил на наружном и внутреннем колесах смещаются вперед; они сильнее нагружают поперечные рычаги 2 и разгружают штанги 3. В конечном счете положительное схождение на наружном колесе увеличивается, а на внутреннем устанавливается отрицательное схождение. Кроме того, показанная на рис. 6.55 точка 5 перемещается дальше назад, и поперечный рычаг 2 перекашивается на виде сверху еще больше. Возникает составляющая FGx силы, способствующая описанному отклонению (рис. 13). Таким образом, положение рычагов, передающих поперечные силы между колесами и кузовом, обуславливает зависящее от скорости движения изменение схождения, способствующее недостаточной поворачиваемости (рис. 14).
Совершенно противоположный процесс происходит на автомобилях, оснащенных подвеской со связанными рычагами «Opel-Kadet» и «Fiat-Uno» и на «Renault 9» с подвеской на продольных рычагах. Под действием боковых сил на повороте возникает на наружном колесе небольшое отрицательное схождение, а на внутреннем — некоторое положительное схождение. В результате такая подвеска способствует (конечно, в слабой степени) избыточной поворачиваемости под действием боковых сил. Как показали замеры, фирма «Opel» на автомобиле «Kadet» сглаживает это явление за счет того, что под действием бокового крена кузова колеса поворачиваются в противоположную сторону. Автомобиль «Lancia-Delta» имеет показанные на рис. 6 направляющие пружинные стойки; такая подвеска ведет себя нейтрально, если, как на всех других автомобилях, боковая сила приложена точно под центром колеса. Снос реакции при этом равен нулю. Если же снос реакции принимает свои обычные значения, то все показанные на рис. 14 кривые поворачиваются в направлении против часовой стрелки; дополнительно проведенные замеры подтвердили этот теоретический вывод.
Вместо показанных на рис. 6 двух поперечных штанг может быть предусмотрен с каждой стороны один рычаг (рис. 15); внешние опорные точки здесь тоже должны быть разнесены. Опора, устанавливаемая фирмой «Honda» на автомобиле «Prelude», соответствует рис. 16. Здесь оба сайлент-блока имеют большую базу.
Рис. 2.16
Рис. 2.17
На жесткие рычаги такой подвески могут опираться короткие пружины, если нужно получить широкий багажник (рис. 17). Применяемые в таком случае направляющие амортизаторные стойки требуют меньше места по ширине, чем пружинные стойки; недостатком же можно считать дополнительное нагружение внутренних и внешних опор поперечных рычагов вертикальными силами.
Рис. 2.18
Еще компактнее поперечная рессора (рис. 18 и 19), которая, будучи расположена под рычагами, крепится к кузову в двух точках. Одновременно она заменяет обычно устанавливаемый в задней подвеске переднеприводных автомобилей стабилизатор.
Рис. 2.19
Рис 2.20
Рис. 2.21
Рис. 2.22
Геометрические элементы направляющего аппарата подвески
Выбор геометрических элементов передней подвески заключается в отыскании допустимого сочетания угла развала колеса (или угла поперечного наклона оси поворотного шкворня), угла продольного наклона оси поворотного шкворня, колеи и высоты центра крена для различных относительных положений колеса и подрессоренной части по высоте. При этом предполагается, что геометрические элементы привода рулевого управления идеально согласованы с геометрическими элементами передней подвески.
2. Проектный расчет
2.1 Выбор характеристики подвески автомобиля
При проектировании подвески современного автомобиля должен быть решен целый комплекс тесно связанных между собой вопросов. Критериями правильности их решения — критериями конструктивного совершенства подвески являются: требуемая плавность хода, устойчивость движения, управляемость автомобиля, а также высокая долговечность всех деталей подвески, ходовой части и пневматических шин. Решение этой проблемы зависит и от опыта конструкторов, и от масштабов и целеустремленности доводочных работ. Однако чем совершеннее расчетные методы, тем меньше тратится сил на опытную доводку новых конструкций подвески. Поэтому применение точных расчетных методов при проектировании позволяет экономить время и средства на создание новых моделей автомобилей.
Рис. 3.1.1
Вертикальная упругая характеристика подвески выражает зависимость между вертикальной нагрузкой Т на подвеску и ее вертикальной деформацией s, измеряемой, обычно, над осью колеса. Выбором параметров вертикальной упругой характеристики подвески (в сочетании с надлежащей характеристикой амортизатора) необходимо обеспечить: колебания кузова автомобиля с заданными ускорениями; отсутствие пробоев подвески, т. е. ударов в ограничители хода и отсутствие отрывов колес от дорожного полотна. Выполнение этих условий связано с обеспечением максимально высоких скоростей движения автомобиля в заданных дорожных условиях.
2.2 Частота собственных колебаний, жесткость пружины, статический прогиб пружины, динамический ход, ход отбоя
Вес, отнесенный к одному колесу:
где: g -ускорение свободного падения, 981 см/с2;
С — жесткость подвески, Н/см;
G — масса, кг
Так как
где — статический прогиб пружины под действием G
Значение статического прогиба принимаем из ряда рекомендованных значений (12…24), (1, табл. 24), учитывая рекомендованную частоту собственных колебаний (1,2…1,9 Гц).
Принимаем см
Н/см
Указанные значения статических прогибов относятся только к упругому элементу подвески. Резинометаллические шарниры увеличивают жесткость подвески на 15 — 30 %, в зависимости от схемы подвески и числа шарниров.
Для устранения эффекта галлопирования жесткость передней подвески обычно делают равной 0.8..0.9 жесткости задней подвески (с поправкой на влияние резинометаллических шарниров).
Меньшие значения динамических ходов соответствуют автомобилям с высокими динамическими качествами.
Динамический ход принимаем из ряда рекомендованных значений (8…11), (1, табл. 24):
Ход отбоя передней подвески делается равным 0,6…1,5 динамического хода:
Ход cжатия передней подвески делается равным 0,6…1,5 динамического хода:
Вес, отнесенный к одному колесу, за вычетом неподрессоренных масс:
Максимальная сила при ходе сжатия:
(/6/ с. 4)
где кд — коэффициент динамичности (принимаем равным 2,0);
Диаметр проволоки пружины, число рабочих витков пружины, жесткость пружины
Жесткость передней подвески С = 219 Н/см.
В качестве упругого элемента принимаем пружину.
Задаемся материалом и основными геометрическими характеристиками пружины:
Материал пружины: сталь марки 60С2А (?кр=600 МПа)
Средний диаметр пружины: Dм = 15 см (определяется конструктивно)
Индекс пружины: Сп = Dм/dпр = 6,4 (рекомендуется 4-12)
Модуль упругости: 8,1*1010 Па
Передаточное число подвески: iп определяется конструктивно
где: — угол наклона оси амортизатора, относительно вертикали;
— угол наклона оси пружины, относительно вертикали;
Углы определяются конструктивно (см. рис. 4.1.5):
Диаметр проволоки пружины:
где: S — полный ход подвески, м (S = 0,19 м);
, принимаем проволоку диаметром 14 мм;
Число рабочих витков пружины:
окончательно, с учетом сошлифованных и нерабочих, принимаем 6;
Жесткость пружины расчетная:
пружина подвеска автомобиль стойка
3. Силовой расчет подвески
3.1 Определение статических нагрузок в пружине и шарнирах
Колесо 1; поворотная цапфа 2 колеса, наружная труба 3 амортизатора и шток 4 поршня (рис. 4.1.2), при анализе статического равновесия, образуют единое целое по отношению к точке A крепления на брызговике и нижнему рычагу, закрепленному в точке В.
На рис. 4.1.3 показана освобожденная система, в которой опоры заменены реакциями, разложенными в направлении осей Х и У. В качестве оси У выбрана ось амортизатора, а ось Х перпендикулярна к ней, т. е. система координат повернута на угол 0 поперечного наклона оси поворота колеса. Уравнение моментов относительно точки B с учетом нагрузки N на колесо и обозначения расстояний, приведенных на рис. 4.1.2, имеет вид
— принятый вес неподрессоренных частей;
d = 340 мм — измеренное расстояние между землёй и низом амортизатора;
b = 172 мм — измеренное расстояние между точкой приложения реакций дороги к колесу и верхней точкой крепления амортизаторной стойки;
Н — статическая нагрузка на колесо за вычетом веса неподрессоренных частей;
Уравнение показывает, что чем меньше плечо обкатки и чем выше в над колесной нише может быть расположена точка A (величина с + о), тем меньше будет сила Аx, нагружающая на изгиб шток амортизатора. Что касается, других условий, то, поскольку, сумма всех сил в направлении оси Y равна нулю, статическая нагрузка на пружину
Принимая , определяем неизвестную пока силу
где Н
= 9 — измеренный угол наклона рычага относительно горизонтали;
O = 106 мм — расстояние от верха амортизатора до опоры;
L = 340 мм — длина штока амортизатора (см. рис. 4.1.1)
В соответствии с правой частью рис. 4.1.1 изгибающий момент в штоке амортизатора
Рис. 4.1.1
Рис. 4.1.2
Сила в направляющей втулке штока амортизаторной стойки
Сила, действующая на поршень,
Чем короче отрезок о, тем меньшими будут Сx и Кх и соответственно меньшим будет трение в направляющей втулке и на поршне.
Рис. 4.1.3
Рис. 4.1.4
С целью уменьшения плеча обкатки на, переднеприводных автомобилях шаровую опору B часто смещают от оси амортизатора к колесу на величину t (рис. 4.1.4).
При этом между осью поворота колеса и осью амортизатора образуется угол , который можно выразить через известные длины отрезков:
Рис. 4.1.5
t = 91 мм — см. рис. 4.1.5.
На рис. 4.2.6 показано разложение сил N’ , В, и A в направлении оси амортизатора, т. е. развернутых на угол 0-. Уравнение моментов (в данном случае относительно точки А) имеет вид
принимается по построению
Нагрузку на колесо затем разлагаем на составляющие
для определения силы сжатия пружины Аy и нагрузки Ах в шарнире. Как указывалось выше, сила Ax при нагрузке на колесо, соответствующей полной массе, должна быть по возможности малой и, если это конструктивно возможно, то даже равной нулю.
Рис. 4.1.6
Рис. 4.1.7
Условие Ах = 0 (а следовательно, и. Сx = 0 и Кx = 0) выполняется в случае, если пружина смещена к колесу или наклонена так, что продолжение ее оси попадает в точку М пересечения линий действия сил N’ и В (рис. 4.1.6). При выполнении этого условия силы В и F легко рассчитываются. Как показывает приведенная на рисунке справа схема, известны все углы силового треугольника, который следует построить. Расчет производим по формулам для силы сжатия пружины
и для силы, действующей на рычаг,
3.3 Кратковременно действующие силы
Для определения наибольших значений сил, действующих в подвеске «Макферсон», следует рассмотреть три случая: движение по дороге с выбоинами; преодоление железнодорожного переезда; торможение с блокировкой колес с начальной скорости V <= 10 км/ч.
Чтобы учесть все напряжения изгиба в штоке амортизатора, следует рассматривать действие боковых сил от поперечных составляющих неровностей дороги при крайнем нижнем положении колеса (рис. 4.2.1). При этом ограничитель хода отбоя, закрепленный на штоке амортизатора, упирается в направляющую втулку штока.
Рис. 4.2.1
Рис. 4.2.2
— жёсткость подвески;
— возможная длина хода отбоя колеса;
— передаточное отношение подвески;
— сила упругости пружины в среднем положении;
— максимальное значение вертикальной силы;
Если пружина смещена к колесу, то при этом возникает пара сил +Ау и -Fmin создающая дополнительный изгибающий момент. Однако эти силы не равны, что легко заметить при рассмотрении только корпуса амортизатора с колесом (но без штока поршня) и учете условия
Минимальную силу сжатия пружины Fmin получаем вычитанием из силы упругости пружины в среднем (номинальном) положении величины изменения этой силы при ходе отбоя, т. е.
где — возможная длина хода отбоя колеса;
— жесткость пружины, приведенная к колесу;
iп — передаточное отношение подвески.
При торможении с малых скоростей и тормозе, расположенном в колесе, нагрузка на шток амортизатора приблизительно равна нагрузке, возникающей в расчетном случае движения по дороге с выбоинами.
Состояние пружины при максимальной силе сжатия:
где — сила на колесе при максимальном прогибе — 6500 Н
i — передаточное число подвески
Расчёт элементов подвески
Поперечный рычаг
Fmax = — при преодолении препятствия;
МПа;
r = 360 мм;
h = 260 мм;
r-d = 100мм;
Условие прочности:
Для штамповки прямоугольного сечения:
— момент инерции;
— осевой момент сопротивления;
Выбираем h = 20 мм; H = 25 мм;
— условие прочности выполняется;
Принятые размеры рычага: H = 25 мм; h = 20 мм;
Продольный рычаг
= 0,5;
imin = 2,37 см при балке 7,2 м при балке 0,4 м imin = 0,0013 м;
пред = 100;
Определяем гибкость стойки:
— формула Эйлера применима;
[F] — допускаемое значение сжимающей силы;
[ny] = 2,0 — коэффициент запаса устойчивости;
E = 2105 МПа;
Выберем для растяжки стержень круглого сечения D = 8,7 мм;
Для стержня круглого сечения:
— момент инерции;
— условие прочности выполняется;
Принятые размеры стержня (растяжки): D = 8,7 мм; l = 400 мм;
Регулировка углов управляемых колес
Угол продольного наклона оси поворота
Изменяется количеством регулировочных шайб, установленных на обоих концах растяжки подвески. Для увеличения угла продольного наклона оси поворота уменьшают число шайб на растяжке в передней или задней части.
Развал колес
Регулируется поворотом регулировочного болта, соединяющего стойку и поворотный кулак.
Схождение колес
Регулируется изменением положения наконечников рулевых тяг.
Поскольку полная масса автомобиля 1500 кг, а нагрузка по осям распределяется равномерно, в качестве прототипа можно выбрать переднюю подвеску типа «Макферсон» автомобиля ВАЗ-2108. Она проста по конструкции и подходит по нагрузке к проектируемой задней подвеске.
Рассчитав все основные элементы подвески, с учётом возросшей нагрузки, убедился, что имеющиеся напряжения при различных условиях движения не превышают допустимых, условия прочности соблюдаются.
Выбор прототипа
Рис. 5.1
Список использованной литературы
Конструирование и расчёт автомобиля/ Под редакцией П.П. Лукин, Г.А. Гаспарянц, В.Ф. Родионов.-М.: Машиностроение, 1984.-376 с., ил.
Успенский И.Н. Проектирование подвески автомобиля. М., «Машиностроение», 1976
Раймпель Й. «Шасси автомобиля. Элементы подвески», М., «Машиностроение», 1987
Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя в 3 томах — 5 издание — М., «Машиностроение», 1979
Шасси автомобиля: Элементы подвески / Пер. с нем. А.Л. Карпухина; Под ред. Г.Г. Гридасова. — М.: Машиностроение, 1987. -288 с.: ил.
