Декабрь 2019
Пн Вт Ср Чт Пт Сб Вс
« Ноя    
 1
2345678
9101112131415
16171819202122
23242526272829
3031  

Расчет демпфирования кузова и колеса (рис. 1.43)

Характеристики амортизатора являются одним из факторов, влияющих на колебательные свойства автомобиля. При этом основ­ное значение имеет приведенная к точке контакта колеса разви­ваемая амортизатором сила /’’з, отнесенная к определенной ско­рости поршня vг и определяющая коэффициент сопротивления, Н — (с/м) = кг/с

О-»

(1.2)

подпись: (1.2)Демпфирование кузова [4] £>2 рассчитывается по /гп, жестко­сти подвески с2 и части т2 подрессоренной массы, приходящейся на колесо:

2 У с2ти

(1.3)

подпись: (1.3)Демпфирование колеса * Ог также определяется с помощью ки, однако с использованием половины неподрессоренной массы т1, жесткости сг подвески и динамической жесткости шины с[ {с[ = = кркАсг, см. п. 5.5.1):

2 V (с, + с,) і

В формулы для определения и должно войти еще тре­ние Рг2, рассматриваемое ниже, с чем будет связано появление коэффициента вместо ки (см. уравнения (1.23) и (1.26)). Демп­фирование — величина безразмерная, поэтому в качестве единицы должен быть взят метр, следовательно, уравнение размерности (в системе СИ) выглядит следующим образом:

Кг/с

Н-с/м

І^Н-КГ/М 1/^КГ-М. КГ/(Сг-м)

Рис. 1.43. Задняя подвеска автомобиля «Рено-9» выпуска 1981 г. Продольные рычаги 5, изготовленные нэ чугуна, не­подвижно соединены с трубами / и 7. В середине эти трубы соединяются стор- сионами 2. Взаимная опора двух труб осуществляется посредством опор 9 и 8, эластичных в окружном направлении.

Расчет демпфирования кузова и колеса (рис. 1.43)Это создает большую опорную базу, которая предотвращает изменение раз­вала и схода при действии боковых н тормозных снл. Для крепления всего 2 агрегата служат кронштейны 3. В этих кронштейнах закреплены неподвижно наружные концы обоих торсионов 2 н устроены поворотные опоры для направляющих труб ] н 7. Таким образом, кронштейны 3 передают на кузов вертикальные снлы н суммарный упругий мо­мент. Стабилизатор б через два и-обраэных наконечника привернут к обоим про­дольным рычагам. Дополнительное стабилизирующее действие оказывают две резиновые опоры 9 и 8, соединяющие трубы I н 7. Амортизаторы 4, сдвинутые вперед для лучшего размещения, имеют встроенные буфера сжатия н отбоя (см. рис. 1.39). Кинематическое передаточное отношение, описанное в разделе 1.4.1, составляет здесь іх = 1,24, что равнозначно уменьшению скорости поршня, и увеличению усилий на амортизаторах

Коэффициент сопротивления относится к точке контакта колеса, сам же амортизатор в независимых подвесках расположен обычно ближе к оси качания рычага и должен, следовательно, при мень­ших скоростях vD развивать большие усилия FD. Поэтому в рас­чет нужно ввести еще кинематическое передаточное отношение (рис. 1.44)

*’, =——- Ь-т~- (1-4)

* a cos Id

Если в подвеске на двойных поперечных рычагах амортизаторы опираются на верхние рычаги (см. рис. 2.18), то в расчет ix вхо­дит кроме длины рычага Ь еще расстояние а до внутренней точки качания С, а также угол отклонения от перпендикуляра к опор­ной поверхности. Если амортизаторы опираются на нижние ры­чаги, то в расчет входит длина рычага BD (рис. 1.45).

При подвеске на продольных или косых рычагах отрезок b в формуле представляет собой расстояние от оси качания рычага до центра колеса (см. п. 3.10.2 18]). На рис. 2.6 можно видеть благоприятное расположение амортизатора по центру колеса (т. е. ix = 1). В подвеске «Макферсои» необходимо учесть угол поперечного наклона оси поворота б0:

Ix = 1/cos 60, (1.5)

Или, если нижний направляющий шарнир смещен наружу, угол

— а (рис. 1.46):

І* = І/cos (60 — а). (1.6)

Расчет демпфирования кузова и колеса (рис. 1.43)

Рис. 1.45. Левая сторона передней подвес­ки автомобилей «Даймлер-Бенц» новой се­рии «Б» выпуска 1979 г. Амортизатор, име­ющий встроенный буфер отбоя и вверху дополнительный упругий элемент с при­крепленным к нему кожухом, опирается на иижиий рычаг довольно близко к ко­лесу, что благоприятно, при этом 1Х я; 1,3

Рис. 1.44. Усилия сопротивления, приведенные к точке контакта коле­са, зависят не только от регулиров­ки амортизатора, но и от передаточ­ного числа іх = b/(a cos!;£>), что показано здесь на примере подвески на двойных поперечных рычагах

подпись: 
рис. 1.44. усилия сопротивления, приведенные к точке контакта колеса, зависят не только от регулировки амортизатора, но и от передаточного числа іх = b/(a cos !;£>), что показано здесь на примере подвески на двойных поперечных рычагах
Если вертикально установленные амортизаторы крепятся к балке зависимой подвески (см. рис. 1.10), то при равносторон­нем ходе подвески получается 1Х — 1. При наклонном расположе­нии амортизаторов 1Х неблагоприятным образом увеличивается (см. рис 1.8):

I* = 1/соз £о. (1.7)

Вследствие того, что показанное на этом рисунке расстояние между амортизаторами Ьв меньше, чем колея колес передаточ­ное отношение Iа, при разноименном ходе подвески получается больше, что приводит к ослаблению демпфирования поперечных колебаний кузова и демпфирования моста при движении по не­ровной дороге на повороте

(1.8)

подпись: (1.8): _ 6/1

BD cos Id

Амортизаторы могут крепиться как к балке подвески, так и к ниж — ким продольным рычагам (рис. 1.47). В последнем случае в расчет входят отрезки а и Ь, а при наклоне на виде сбоку — еще угол оп с перпендикуляром к плоскости дороги

L. x = bi(a cos Од)

— Іxbhfal)-

 

(1.9) (1.10)

 

Расчет демпфирования кузова и колеса (рис. 1.43)

Направляющими элементами являются две пары рычагов н амортизаторы опи­раются на нижние рычаги (возможно под углом Оо к вертикали), то в расчет амортизатора входит передаточное от­ношение Iх = Ь^асоьоо):

1 — направление данження

Смещенный к колесу для уменьшения плеча обкатки Я0, обусловливает по­явление угла а между осью амортиза­тора н осью поворота. Этот угол входит в расчет передаточного отношения под­вески с направляющими пружинными стойками

подпись: 
смещенный к колесу для уменьшения плеча обкатки я0, обусловливает появление угла а между осью амортизатора н осью поворота. этот угол входит в расчет передаточного отношения подвески с направляющими пружинными стойками
Уравнения с (1.7) по (1.10) не применимы для подвески с дышлом (описание см. в книге 181, п. 3.2); здесь имеют место другие взаи­мозависимости, они описаны в указанном тексте. Передаточные отношения других подвесок приведены в книге [9].

После определения передаточного отношения I[5], с использо­ванием индекса 2 для колеса и индекса И для амортизатора, по­лучаются следующие соотношения:

Сила, Н, = ^гЛ’х. (1.11)

Скорость, м/с v2 — vDiJ, (1-12)

И коэффициент сопротивления, относящийся к отдельной диа­грамме

Км = ^2/02 = /го/(*>о«»); Ац =• (1.13)

Чтобы получить результаты, близкие к действительности, нужно ввести в расчет еще силу трения Рп, имеющуюся в опорах рыча­гов и описанную подробнее в п. 1.5. Тогда коэффициент сопротив­ления, обозначаемый уже А*, будет:

Рис. 1.48. В расчет демпфирования ко­леса Di и демпфирования кузова Da (или коэффициентов сопротивления fej и ftn) входят, в целях упрощения, мак­симальная скорость поршня t>Ј)max> а О также максимальные усилия отбоя F а и сжатия Fe• Последние легко изме­ряются по представленной диаграмме. Форма же диаграммы остается при этом неучтенной. Правильнее было бы (но это связано с большими затратами) планиметрировать площадь диаграммы и сопоставлять в расчете среднее усилие сопротивления и среднюю скорость поршня vm = vdшах/1.62:

I Расчет демпфирования кузова и колеса (рис. 1.43)— среднее усилие сопротивления

Сила Fr относится к точке контакта колеса (поэтому индекс 2 при F, и v) и обычно задается в виде суммарного значения, напри­мер, F, = 200 Н, тогда значение, идущее в расчет:

Fr% = F,/2 = ±100 H.

Известной является скорость поршня vn, которая определяется частотой колебаний на стенде пп (мин-1) и испытательным хо­дом s (м). При этом можно рассматривать максимальную скорость vD шах или же среднюю скорость vD ср; простоты ради берется скорость vD гаах и соответствующие ей максимальные усилия сопротивления, которые легко замерить по рабочей диаграмме амортизатора, рис. 1.48. Сила FD (Н), входящая в расчет и ku, получается тогда из усилия отбоя Fa, развиваемого амортизато­ром при ходе отбоя подвески, и возникающего при ходе сжатия усилия сжатия FE. Среднее арифметическое из этих двух значений достаточно точно для использования его в расчете. При этом остаются неучтенными как соотношение усилий отбоя и сжатия, так и влияние диаметра поршня, нагрева жидкости (см. раз­дел 1.6):

Fd ~ (FА Fe)/2. (1.15)

В это уравнение можно ввести силу трения Fr2, Н:

Fd я {Fa + Fe + Fjx)l2[6]. (1.16)

Максимальную скорость поршня, м/с, можно определить по сле­дующей формуле:

VDmax = nsn. (1.17)

Частота колебаний пп, м/с, на стенде для испытаний аморти­заторов обычно приводится в колебаниях в минуту, т. е. в послед­нюю формулу нужно ввести еще делитель 60:

VD щах = оlSn„/60. (1.18)

Если принять обычную при испытаниях частоту колебаний пи = = 100 мин-1, то для различных ходов s получаются следующие максимальные значения скорости поршня:

S, мм. . . 10 25 50 75 100 125 150

V, м/с. . . 0,052 0.131 0,262 0,393 0,524 0,655 0,786

Рассмотрим для примера расчет демпфирования D2 автомобиля классической компоновки, в задней зависимой подвеске ведущих колес которого амортизаторы установлены на нижних продольных рычагах (как показано на рис. 1.47). Должны быть заданы:

Масса, приходящаяся на ось,[7] кг……………………………………… /гад = 500

Неподрессоренные массы, кг……………………………………………. М/,. = 100

Жесткость подвески, Н/м………………………………………………… с2д = 18, 18 000

Передаточное отношение………………………………………………… ix= 1,2

Жесткость шин, Н-мм……………………………………………………… Cj= 190

Скорость автомобиля, км/ч………………………………………………. о = 150

Регулировка амортизатора, Н…………………………………………… Fа ~ 1200, Fe~ 400

При условиях на стенде, мм, мии~1………………………………….. s = 100, по = 100

Трение, Н………………………………………………………………………. F,2 = ±50

* Термин «масса, приходящаяся на ось» применен вместо установленного СТ СЭВ 1598—79 термина «осевая нагрузка от оси», так как последний не соче­тается с общепринятыми единицами обозначаемой им физической, величины — килограммами. —. Прим. ред.

При таких значениях получается:

VD „их = nsnD/60 = л. 0,1-100/60 = 0,524 м/с, (119)

Fd « [Fa + Fe + FfA)l2 = (1200 + 400 + 50-1,44)/2 = 836 H*.

(1.20)

H = FDf[vDi*) = 836/(0,524-1,22) = 1108 H-c/m*, (1.21)

M2h = (mh — Mh)/2 = (500 — 100)/2 = 200 Кг, (1.22)

Dt = kj[2 Vcjih) = 1,108-103/(2 У 1,8-104-2> 102) =0,292*. (1.23)

Таким образом, полученный результат находится в желатель­ном для демпфирования диапазоне D2 — 0,25-г-0,3; трение уве­личивает это значение всего на 4,5 % *.

Для гарантии безопасности движения амортизатор должен дополнительно обеспечивать достаточное демпфирование колеса Dx.

Решая совместно уравнения (2а) к (За), можно получить безраз­мерную связь между D1 и демпфированием кузова D2:

/), = £)2 VС21(с" Сг)|/Г(/Пл — Л!*)//И*. (1-24)

Требуемая здесь динамическая жесткость шины г!’ есть ста­тическая жесткость сх, умноженная на поправочный коэффи­циент кр скорости движения и коэффициент кА, учитывающий жесткость качения. Эти величины, взятые из разд. 5.5.1, состав­ляют 1,05 (каждый):

С, = М^1 = 1,05 -1,05.190 = 209 Н/мм. (1.25)

Тогда D1 = 0,292 V 18/(209 + 18) 1/(500 — 100)/100 = 0,165. (1.26)

Таким образом, колеса рассматриваемой подвески (из-за боль­шой не подрессорен ной массы) будут демпфироваться недоста­точно, и надо учитывать их подскакивание на дорожных неров­ностях. При более легкой независимой подвеске (например, МЛ = = 50 кг) получилось бы В1 = 0,246 — значение, почти доста­точное. Приведенный расчет Dг и основывался только на одной определенной скорости поршня (100 мин-1 и ход 100 мм). Если характеристика амортизатора (как описано в п. 1.4.2) нелиней­ная, то £>,, и D2 ниже и выше расчетной точки могут иметь меньшие или большие значения. Можно решать и обратную задачу: по заданному демпфированию (например, £>г = 0,3) рассчитать ре­гулировку амортизатора. При этом нужно предварительно за­даться соотношением усилий при отбое и сжатии — <1 (см. п. 1.6.1). й = РА/РЕ, чтобы значение ЁА = ЛРЕ можно было подставить в уравнение (12). В рассматриваемом примере было й = = 1200 Н/400 Н = 3.

Оставить комментарий