Обоснование выбора исходных параметров автомобиля ЗИЛ-130 и его технико-экономические показатели. Страница 10

к^к%,%
кг,кгс-сг/смг

6 х«р,см
VnfCM/C
Рис. 56. Зависимость коэф­фициентов k\ н k2 от расчет­ной амплитуды хкр:
/ — для амортизаторов с ли­нейной характеристикой
= k\Vп;   2 — для амортизаторов с квадратичной характеристи­кой  Рп= k.,v2
Рис. 55. Характеристики со­противления гидравлических амортизаторов:
/ — линейная (теоретическая); 2 квадратичная (реальная при   малой   вязкости рабочей жидкости)
температур нагрева жидкости (т. е. при различной вязкости по­следней) по сравнению с линейной. Квадратичная характеристи­ка обеспечивает хорошую приспособленность подвески к измене­ниям таких параметров, как полезная нагрузка, трение, ампли­туды колебаний, что иллюстрируется рис. 56, где показано, как меняются k\ и k2 для подвески автомобиля ЗИЛ-130 при изме­нении задаваемой критической амплитуды хкг и фм = 0,25. Как видно из графика, выбор критической амплитуды колебаний по ускорениям подрессоренных частей в пределах 0,5—0,75^ прак­тически не изменяет величину k2.
Вместе с тем при квадратичной характеристике амортизато­ров, в противоположность амортизаторам с линейной характери­стикой, коэффициент апериодичности сохраняется в рекомендуе­мых пределах (фм = 0,2 -f- 0,3) при возможных изменениях су­хого трения в подвеске и в более широком диапазоне амплитуд колебаний (0,5хкр ^ х < Хщ>).
Кроме того, по формулам для k\ и k2 можно видеть, что при изменении нагрузки на автомобиль (при постоянной жесткости
рессор) требуется меньшее изменение k2, чем k\, для сохранения оптимального коэффициента апериодичности i|?M. Существенно и то, что в случае увеличения массы М при квадратичной характе­ристике сопротивления рост амплитуд колебаний, необходимый для рассеивания накопленной энергии, меньше, чем в случае ли­нейной характеристики.
Дальнейший расчет характеристики амортизатора модели 164 для автомобиля ЗИЛ-130 упрощается благодаря использованию известного коэффициента сопротивления сжатию. Последний, как упоминалось выше, р-ешено было сохранить без изменения из-за отсутствия резервов для усиления пружины клапана сжатия.
Средний коэффициент сопротивления сжатию определяли с помощью гидравлического расчета и сопоставляли с результа­тами динамометрических испытаний амортизаторов. Расчет осно­вывается на уравнении Бернулли и найденных опытным путем коэффициентах расхода [х = 0,7 -=- 0,8 для щелевидных дрос­сельных отверстий. Большая величина [х принимается в том слу­чае, когда учитывают утечки жидкости через зазор между на­правляющей и штоком и другие неплотности. Коэффициент со­противления сжатию (в кгс • с2/м2)
и    _   Ра  _ РФ^шт t,2 2-9.81U.2
где     р — плотность амортизаторной жидкости в кг/м3;
Ф— коэффициент дросселирования; <р = ——  (/др — сум­марная площадь проходного сечения дроссельных от­верстий в м2); FmT — площадь вытеснителя   жидкости — площадь штока
амортизатора в м2; 9,81 — переводной коэффициент в кг • м/(кгс • с2). Для ускорения подобных расчетов используют специальную номограмму, с помощью которой устанавливают однозначную связь между гидравлической характеристикой (зависимость пе­репада давлений Ар от количества жидкости Wm, вытесняемой штоком) и внешней характеристикой: зависимостью силы сопро­тивления сжатию Рас от скорости перемещения поршня vn. На рис. 57 показано перестроение гидравлических характеристик для ^др = 0,008 ~ь 0,016 см2, соответствующих размерам по чертежам клапана сжатия амортизатора автомобиля ЗИЛ-164. Штриховые линии характеризуют допускаемые по чертежу пределы измене­ния Ар и Рас на дроссельном режиме. Перестроение на номо­грамме показано стрелками: от точек а\, &2 и а3 на линии OA через точки Ьи Ь2 и Ъъ на гидравлической характеристике (для средней величины fm, = 0,012 см2) и точки сь с2 и с3 на линии ОАг к точкам d\, d2 и d3, по которым строят внешнюю характеристику в координатах Рас £>п. С помощью линий OA и OA' устанавли-
ВаЮТ СВЯЗЬ Между    Рас ~ Fun&P И  Wm = -Рщт^п  (Fun = 2 см2).
Штрих-пунктирные линии в координатах PQC vn соответствуют характеристикам амортизатора на клапанном режиме (по ТУ).
Согласно расчетам и кривым на рис. 57 пределы изменения коэффициентов сопротивления сжатию имеют следующие зна­чения: для одного амортизатора k2c = 0,10-: - 0,02 кгс-с2/см2и для двух амортизаторов k2c = 0,20 ~ 0,04 кгс-с2/см2.

Рис. 57. Характеристика сопротивления сжатию амортиза­тора ЗИЛ-164 для автомобиля ЗИЛ-130:
- — средние величины     по допустимым отклонениям
ТУ и чертежей; — ■---пределы технологических вариаций пло­щадей дроссельных отверстий и соответствующие   им характери­стики сопротивления;    заштрихованы    поля    возможных характе­ристик
Учитывая уменьшение сопротивления при нагреве и вследст­вие износа направляющей штока, для расчета берут меньшую величину k2c = 0,04 кгс*с/см2.
Коэффициент сопротивления при отдаче k2o на дроссельном режиме определяют из формулы:
На основании данных табл. 54 для груженого автомобиля не­обходим k2 = 0,215 кгс«с2/см2, отсюда для двух амортизаторов k2o = 2-0,215 — 0,04 = 0,4 кгс-с2/см2 и для одного амортизатора k2o = 0,2 кгс • с2/см2.
Суммарную площадь дроссельных отверстий клапана отдачи определяют либо с помощью упомянутой выше номограммы, либо по формуле, которая получается из уравнения Бернулли:
/др       р,   V 2.9,81/е2о'
где Fn — площадь поршня, равная разности площади рабочего цилиндра диаметром 40 мм и площади штока диамет­ром 16 мм.
игс/см2
F 0,03 ОМ 0,05

0,065 mff№cN* %,см3/с А'
Рис. 58. Характеристика сопротивления отдаче амортизатора
ЗИЛ-164 для автомобиля ЗИЛ-130:
/ — характеристика  на дроссельном  режиме, требуемая по рас­чету (с учетом нагрева амортизатора   при работе);   2 — характе­ристика «холодного» амортизатора (при t= 15 — 20° С); 3 — пре­дельные характеристики на клапанном режиме
На рис. 58 показано построение характеристики сопротивле­ния отдаче и нахождение величины /др по номограмме, анало­гичной приведенной на рис. 57. Вспомогательные линии OA и ОА! соответствуют Fn = 10 см2. Линию OA строят по формуле Рао = Лр-Fn, а линию ОА/ — по формуле Wn vnFn. Вначале строят характеристику сопротивления для k2o = 0,2 кгс • с2/см2 (линия 1). Затем, учитывая, что в трущихся парах нет уплотне­ний и возможно снижение сопротивления при нагреве до 30%, выше линии 1 проводят линию 2 таким образом, чтобы соответ­ствующие ей силы сопротивления были в 1,5 раза больше требуе­мых по расчету (для грм = 0,25). Ход построения показан стрел-
ками. От произвольных точек е на характеристике «холодного» амортизатора проводят вертикальные и горизонтальные линии до пересечения с прямыми OA и ОАг (точки q и h) и далее до пере­сечения в точках / в поле гидравлических характеристик. В ре­зультате получаем кривую, соответствующую /др = 0,05 см2.
Дроссельные щели клапана отдачи образуются между сед­лом / клапана (см. рис. 52) и формирующим диском 3 в пазах дроссельного диска 2. Число пазов
«I = ——,
где а — ширина паза, равная 4 мм;
Ь — толщина дроссельного диска, равная 0,2 мм.
ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА АМОРТИЗАТОРОВ
Испытания установленных на автомобиле ЗИЛ-130 аморти­заторов ЗИЛ-164 с разными дроссельными дисками клапана от­дачи показали, что плавность хода автомобиля при движении по шоссе категории II ощутимо повышается при увеличении проход­ных сечений /др до 0,048 см2 по сравнению с /др = 0,012 см2. Вме­сте с тем при длительной работе амортизаторов модели ЗИЛ-164 в эксплуатации неоднократно отмечались поломки тонкого дрос­сельного диска 4 (см. рис. 52), трещины в формирующем диске и значительный наклеп седла клапана. Все это свидетельствовало о слишком частой работе клапана даже в самых обычных дорож­ных условиях. Естественно было ожидать, что увеличение про­ходных сечений дроссельных отверстий повысит не только плав­ность хода автомобиля, но и надежность клапана отдачи аморти­затора. Это полностью подтвердилось в дальнейшем при испы­таниях автомобилей ЗИЛ-130 в самых разнообразных дорожных условиях, в том числе и на дороге с разбитым булыжным по­крытием.
Во время этих испытаний, а также при испытаниях амортиза­тора автомобиля ЗИЛ-164 на первых опытных образцах новых автомобилей ЗИЛ выявилась недостаточная надежность узлов уплотнения и перепускного клапана, а также необходимость по­вышения стабильности характеристики амортизатора при нагреве и целесообразность увеличения его сопротивления при сжатии примерно в 2 раза. Для выполнения новых требований было ре­шено усилить конструкцию амортизаторов и ввести в них ряд из­менений. Усовершенствования касались в основном узла уплот­нения штока, неметаллических уплотнений трущихся пар и кла­пана сжатия — усиление его благодаря унификации с клапаном отдачи амортизаторов меньших размеров (диаметр рабочего ци­линдра 30 мм).

Рис 59. Конструкции усиленных амортизаторов автомо­биля ЗИЛ-130:
а _ основной вариант; б — переходной вариант; / — верхняя монтажная проушина; 2 — шток; 3 — грязезащитная манжета; 4 гайка резервуара; 5 — разделительная шайба; б — саль­ник; 7 — обойма сальников; 8 — многокромочная манжета штока; 9 — тарелка поджимной пружины; 10 — поджимная пружина; // — направляющая штока; 12 — предохранительное кольцо; 13 — рабочий цилиндр; 14 — поршень с клапанами; /5 _ уплотнительное кольцо поршня; 16 — резервуар; 17 — узел клапана сжатия;  18 — нижняя монтажная проушина
На рис. 59 показаны новые амортизаторы автомобиля ЗИЛ-130:
— основной вариант с уплотнительным кольцом 15 поршня и с предохранительным кольцом 12 в направляющей, которая за­щищает многокромочную манжету 8 штока от гидродинамиче­ского действия струи жидкости, проходящей через зазор по што­ку и несущей продукты износа и другие абразивные частицы;
— переходный вариант без уплотнительного кольца поршня и без предохранительного кольца в направляющей, внедренный в производство в 1968 г.


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я