2020-08-05
243
Расчетные схемы такой подвески и ее упругого элемента приведены на рис. 7.16. При значениях нормальной реакции Rz, действующей на колеса при движении, и веса неподрессоренной массы Gнм расчетная нагрузка на листовую рессору определится из выражения:
Pp = Rz - Gнм. (7.5)
Рис. 7.16. Расчетная схема зависимой подвески (а) и листовой полуэллиптической рессоры (б, в, г)
Прогиб рессоры в этом случае совпадает с перемещением колеса, т.е. fр = fк.
Для симметричной подвески (рис.7.16, б):
жесткость рессоры –
cp = 
= 
; (7.6)
прогиб рессоры –
f p = 
; (7.7)
напряжение изгиба –
σизг = 
, (7.8)
где E – модуль упругости при изгибе;
np – число листов;
b – ширина листа;
h – толщина листа;
l p –длина рессоры;
δ – коэффициент прогиба рессоры; δ = 1,25…1,40 (меньшие значения для рессор с двумя коренными листами).
Для несимметричной подвески (рис.7.16, в):
жесткость рессоры –
cp = = ; (7.9)
прогиб рессоры –
f p = 
; (7.10)
напряжение изгиба
σизг = 
, (7.11)
где l 1 и l 2 – длины плеч рессоры.
Для рессоры с подрессорником (рис.7.16, г):
нагрузка на рессору к моменту начала загрузки подрессорника –
P 0 = cp f 0; (7.12)
нагрузка на рессору и подрессорник -
= P0 + (cp + 
)(
, (7.13)
где f 0 – прогиб рессоры до включения подрессорника;
- жесткость подрессорника;
- полный прогиб рессоры с подрессорником;
напряжение изгиба рессоры -
σизг = 
; (7.14)
напряжение изгиба подрессорника –
σизг = 
; (7.15)
где W р и W п – момент сопротивления изгибу сечений рессоры и подрессорника;
l p и l п – длина рессоры и подрессорника.
В качестве материалов для листовой рессоры используют легированные стали марок 55ГС, 50С2, 60С2.
Допускаемые напряжения при максимальном изгибе составляют [σиз]= 800…1000МПа.
Ограничители хода (буфера сжатия) исключают жесткие удары неподрессоренной массы в кузов или раму автомобиля, увеличивая жесткость подвески (рис.7.4). Жесткость ограничителя сжатия можно определить из выражения:
для одинарной рессоры –
= 
(
(7.16)
для рессоры с подрессорником –
= 
(
, (7.17)
где f б = 0,75 h б – деформация буфера;
h б – высота буфера;
kд = 1,8…2,5 – коэффициент динамичности;
f ст и f д – статический и динамический прогибы подвески по упругой характеристике (рис.7.4);
- полный прогиб рессоры.
Независимая подвеска
Величина нагрузок, действующих на упругий элемент независимой подвески, зависит от конструкции ее направляющего аппарата (рис. 7.3, б, в, г, д, е).
При однорычажном варианте направляющего аппарата (рис.7.17, а) нагрузка на пружину определится из соотношения:
P пр = 
. (7.18)
Рис. 7.17. Расчетная схема (а, б) независимой подвески и расчетная схема спиральной цилиндрической пружины (в)
Прогиб пружины такой подвески с вертикальным перемещением колеса связан зависимостью:
f пр = f к 
, (7.19)
а с параметрами самой пружины соотношением:
f пр = 
. (7.20)
Напряжение кручения в витках пружины определиться по формуле:
τкр = 
, (7.21)
где Gк – вес колеса в сборе;
G – модуль упругости при кручении;
a и l - длины рычага подвески;
Dср – средний диаметр пружины;
d – диаметр прутка пружины;
i - рабочее число витков пружины.
При двухрычажном направляющем аппарате (рис.7.17, б) нагрузка на пружину определится из соотношения:
Pпр = ; (7.21)
Прогиб пружины такой подвески с вертикальным перемещением колеса связан зависимостью:
f пр = f к . (7.22)
Напряжение кручения в витках пружины определяется по формуле определяется (7.21).
В качестве материала для изготовления спиральных пружин подвески используются такие же стали, что и при изготовлении рессор.
Допускаемые напряжения при расчетах пружин на прочность принимаются [τкр] = 800..1000МПа.
В двухрычажной торсионной подвеске (рис. 7.18, а) момент закручивания торсиона равен
Мкр = (Rz – Gк)l; (7.23)
угол закручивания ториона с круглым сечением (рис. 7.18, б)
θ = 
; (7.24)
угол закручивания ториона пластинчатого типа (рис. 7.18, в)
θ = 
, (7.25)
где l т – рабочая длина торсиона (рис. 7.18, б);
dт – диаметр прутка торсиона круглого сечения;
n – число пластин торсиона;
b - ширина пластины торсиона.
Рис. 7.18. Расчетная схема независимой торсионной подвески (а); расчетные схемы круглого (б) и пластинчатого (в) торсионов
Торсионы изготавливают из рессорно-пружинной стали марок 50ХФА, 45НХМА.
Допускаемые напряжения кручения составляют значения [τкр]= 800…1000МПа.
Нагрузка, действующая на пневматическое упругое устройство подвески, зависит от эффективной площади баллона Fэф или эффективного радиуса Rэф:
Pб = pвFэф = pвπR эф,
где pв – давление в пневмобаллоне.
Изменение динамической нагрузки на пневмобаллон вызывает изменение давления в нем:
pв = (pст +1)[ 
-1, (7.26)
где pст – давление воздуха в баллоне при статической нагрузке;
V0 – объем баллона при статической нагрузке;
Vрез – объем дополнительного резервуара для воздуха;
Vб – объем баллона при изменяющейся нагрузке;
k = 1,3 – показатель политропы при вертикальных скоростях, соответствующих собственным колебаниям подрессоренной массы автомобиля.
Жесткость пневматического упругого элемента подвески
cб = 
= 
+ 
= - k 
+ 
, (7.27)
где Vст = V0 + Vрез; Vд = Vст + Vрез.
При условии 
= - Fэф имеем выражение для определения жесткости пневмобаллона:
cб = kFэф 
+ 
. (7.28)
Резиновые упругие элементы в зависимости от вида нагружения рассчитываюся:
на сжатие (рис. 7.19,а) по напряжениям –
σсм = 
при соотношении размеров упругого элемента (рис.7.19, а) 
≤ 0,2,
где Pp = 
- расчетная сила.
Рис. 7.19. Расчетная схема резиновых упругих элементов подвески: а – при работе на сжатие; б - при работе на сдвиг; в – при работке на кручение
При плоском сдвиге (рис.7.19, б) напряжение сдвига равно
σсд = (7.29)
при условии, что 
≤ 0,35.
Расчетное усилие определяется из соотношения:
Pp = 
, (7.30)
где Gсд - модуль сдвига;
F – площадь сдвига.
При круговом сдвиге (рис.7.19, в) момент сдвига равен:
M = 
. (7.31)
Напряжение сдвига при условии φ ≤ 400 определиться из соотг\ношения:
τ = 2М π d1l1, (7.32)
где Gсд – модуль сдвига;
F – площадь.
