Обоснование выбора исходных параметров автомобиля ЗИЛ-130 и его технико-экономические показатели. Страница 9


с: .с:
ного клапана; ннчитель хода
Рис. 51. Конструкция
амортизатора автомобиля
а — образца 1957 г.; б и в — узел уплотнения н клапан сжатия после мо­дернизации (1962 г.); / — узел уплотнения; 2 — шток с    монтажной проушиной;— узел клапанов отдачи н    перепуска    на поршне;
4 — рабочий цилиндр; 5 — узел клапанов сжатия и впуска; 6 — резервуар с монтажной проушиной; 7 — гайка; 8 — пылеза­щитный сальник; 9  обойма; 10 — манжета штока; // — тарелка; 12 — поджимная пружина; 13 — уплотнительное кольцо;
14 — направляющая штока;
15 — корпус клапана сжа­тия;  16 — тарелка впуск-
17 — пластинчатая пружина; 18 — контргайка-огра-впускного клапана; 19 — седло клапана; 20 — плун­жер; 21 — пружина клапана

Прочностной расчет носит в основном поверочный характер и его выполняют после определения характеристики сопротивле-
1 Дербаремднкер А. Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М., Машиностроение, 1969.
Ю Зак. 1071
ния амортизатора, от которой зависят перепады давлений в рабочих камерах и нагрузки на детали. Для ориентировочных расчетов автомобильных телескопических амортизаторов макси­мальное давление в рабочем цилиндре обычно принимают рав­ным 100 кгс/см2.
Наибольшую сложность представляет расчет характеристи­ки сопротивления амортизатора для конкретной подвески и оп­ределение параметров дросселирующей системы. К моменту создания автомобиля ЗИЛ-130 указанные вопросы   были уже
в достаточной мере проработа-
ны. Ниже представлен порядок расчета и некоторые обоснова­ния использованной методики. Энергия возбуждения £, ко­торую получает подвеска при движении автомобиля по не­ Рис. 52. Устройст­во диафрагменно- пружинного клала? на отдачи аморти­заторов грузовых ровной дороге, практически
мало зависит от того, какие амортизаторы установлены в подвеске, если обеспечиваемый силами жидкостного и сухого трения коэффициент аперио­дичности колебаний не превы­шает практических значений автомобилей ЗИЛ: / — седло клапана; 2 — дроссельный диск; 3 — формирующий диск; 4 и 5 — дроссельный диск соогнетственио до модернизации и после нее этого параметра. В то же вре­мя рассеивание энергии Е про­исходит в основном за счет совершаемой силами сухого трения Ftp и силами сопротивления амортизаторов Ра работы Лтр и Лам. Рассматривая некоторый промежуток времени, можно за­писать Е — Лтр + Лам. Предположив, что интенсивность колебаний в подвеске под­держивается на некотором среднем уровне, выразим работу сил сухого трения и сил сопротивления амортизаторов за один пе­риод колебаний, как обычно, через силы и путь или максималь­ные амплитуды х относительных колебаний: где &ср — средний коэффициент сопротивления амортизаторов1; (о — круговая частота колебаний в подвеске в 1/с. Обозначим коэффициенты сопротивления различных по силе сопротивления амортизаторов kcv\ и £ср2 и соответственно этому 1 Коэффициент сопротивления k характеризует темп нарастания силы сопротивления амортизатора в зависимости от роста скорости vn = хы отно­сительных перемещений его частей: Ра ~ kvn. Эта зависимость выражает ли­нейную характеристику сопротивления амортизатора. амплитуды относительных колебаний хх и х2 (динамические про­гибы рессор). На основании принятого постоянства энергии, ко­торая рассеивается в подвеске, имеем 4FTpxx + nkcp{x2i(a = 4FTpj:a + пкср2х1ы. Отсюда найдем амплитуду х2 для двух основных случаев: 1) при отсутствии амортизаторов или снижении их энергоем­кости до нуля, что соответствует kcrf2 = 0: JlAcplG) 2 х2 = х\ + — хи тр 2) при различной энергоемкости амортизаторов (йср2 < &Cpi): 2^тр \ 4/7TpXi Аср1 2 2FTp = 1 / j- J -f- ■--1--X \ -. у \л£Ср2ю/ я/гср2(о Аср2 гх&Ср2(о В качестве примера рассмотрим, как изменяются динамичес­кие прогибы рессор в зависимости от эффективности амортиза­торов при прочих равных условиях. При этом для расчета при­нимаем &СР1 = 6 кгс/см, что характерно в основном для колеба­ний подрессоренных частей. Поэтому считаем частоту колебаний о> ~ 12 1/с, что достаточно близко к реальным величинам. На рис. 53 показано увеличение амплитуд колебаний х2 при энерго­емкости амортизаторов 0 и 50% по сравнению с амплитудами хи которые возможны в подвеске автомобиля при 100%-ной энерго­емкости амортизаторов. Кривыми 1 (рис. 53, а) ограничено поле амплитуд колебаний х2 в подвеске без амортизаторов, когда гашение колебаний осуществляется лишь за счет сил FTr> сухого межлистового трения, равных 200—400 кгс в покое. При колеба­ниях сила трения скольжения может оказаться в 1,5—2 раза меньше указанных величин. Это также учтено в расчете. Кривы­ми 2 ограничено поле амплитуд колебаний х2 подвески, соответ­ствующих уменьшенной в 2 раза силе сопротивления амортиза­торов, что возможно при нагреве амортизаторов автомобиля ЗИЛ-164 и после некоторого пробега. На рис. 53, б даны аналогичные зависимости для амплитуд колебаний с частотой со = 55 1/с, которые характерны для не­подрессоренных масс. Условия определения этих зависимостей те же, что и выше, но принято &cpi = 4 кгс-с/см с учетом работы амортизатора преимущественно на клапанном режиме, когда темп роста силы Ра с увеличением скорости перемещений vn = = Х\ы ^ 20 см/с существенно снижается. Таким образом, при одинаковой скорости движения автомо­биля динамические прогибы рессор без амортизаторов увеличи­ваются в среднем в 2—3 раза, а при 50% энергоемкости аморти­заторов— в 1,2—1,3 раза по сравнению с амортизаторами со 100%-ной энергоемкостью. Вместе с тем очевидно, что сила сухого трения весьма суще­ственно влияет на гашение колебаний и тем больше, чем мень­ше амплитуда колебаний и сопротивление амортизаторов. Сле­довательно, при расчете характеристики амортизатора необхо­димо учитывать действие сил сухого трения в подвеске. Неправильный выбор сопротивления амортизатора, как и от­сутствие амортизаторов в подвеске, могут привести не только к увеличению динамических прогибов рессор или к их блокиров- Рис. 53. Зависимости амплитуд колебаний (динамических прогибов) в подвеске от сил сухого трения /чр и различ­ного conротивления а мортизагоров: а —* низкочастотные колебания (со колебания (со *» 55 1/с); / — ^ср2 12 1/с); б 0; 2 - kcp2 вы сокч а с тотны е = 0,5 кгс-с/см ке, но и к снижению средней эксплуатационной скорости движе­ния автомобиля вследствие ухудшения плавности хода. Это обусловлено тем, что водитель может влиять на изменение коле­бательного режима в подвеске и плавности хода автомобиля только путем изменения скорости его движения. Если принять линейную зависимость между скоростью дви­жения автомобиля и средней величиной относительных переме­щений в подвеске, то отношение амплитуд р = — (рис. 54) ори­ентировочно покажет, во сколько раз может оказаться необхо­димым снизить среднюю скорость движения, чтобы не допустить больших ускорений колебаний, пробоев в подвеске и т. п. Это общее положение достаточно хорошо согласуется с эксперимен­тальными данными, полученными при испытаниях разных авто­мобилей, в том числе и грузовых в дорожных условиях. Исходным в расчете характеристики сопротивления аморти­затора являлось задание коэффициента апериодичности г]>м = = 0,25, позволяющего определить важнейший параметр — коэф­фициент сопротивления подвески К, от которого зависит эффек­тивность гашения колебаний подрессорных частей 1. Порядок определения коэффициента сопротивления k\ амор­тизатора с линейной характеристикой с учетом минимальной си­лы трения в подвеске, если задан коэффициент ipM, можно про­следить по табл. 54. Из формулы для k\ следует, что рассеивае- Рнс. 54. Зависимость относительного увели- . чения амплитуд колебаний р от коэффици­ента сопротивления амортизаторов kCp (за амортизатор со 100%-ной энергоемкостью принят амортизатор, у которого &Ср — ' = 6 кгс-с/см, при этом FtP = 200 кгс) 0,8 \ \ 1 ! | 1=:2см \> Wj' i 1


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