Файл: Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки.pdf

*БУ — без упрочнения; СУ — с упрочнением.

**Без поломки.

Втабл. 52 приведены сведения о поломках передних рессор

слистами, упрочненными дробью и неупрочненными. В резуль­ тате проведенных испытаний получены следующие данные:

1 Средняя долговечность передних рессор с листами, упроч­ ненными дробью, равна 41910 км (по восьми рессорам).

2.Средняя долговечность передних рессор с листами, не

упрочнения рессорных литов наклепом дробью, так как в тяже­ лых условиях эксплуатации автомобилей долговечность неупрочненных рессор снижается более чем на 2 0 % по сравнению с уп­

рочненными.

КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ АМОРТИЗАТОРОВ

Для гашения вертикальных колебаний колес и кузова, возни­ кающих при движении автомобиля по неровной дороге, передняя подвеска снабжена гидравлическими телескопическими аморти­ заторами двойного действия вместо менее эффективных в экс­ плуатации и более трудоемких в производстве амортизаторов рычажного типа (с 1958 г.).

Передние подвески автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164 имеют примерно одинаковые параметры (табл. 53), поэтому было ре-

143

53. Параметры передних подвесок автомобилей ЗИЛ-130 и ЗИЛ-164

1 Параметры даны с округлением до 3% и сторону увеличения.

2 Характерна в начальный период эксплуатации; в процессе длительной эксплуатации трелие, как правило» возрастает на 50%, а в отдельных случаях и более.

шено применить на автомобиле ЗИЛ-130 амортизаторы автомо­ биля ЗИЛ-164, у которых в связи с этим были модернизированы узлы уплотнения штока и дросселирующей системы.

На рис. 51 показан амортизатор автомобиля ЗИЛ-164 и его узлы после модернизации. Штампованная гайка 7 изготовлена из листа толщиной 3 мм (раньше штамповалась из 2 -миллимет­

рового листа). Сальник 8 по-прежнему войлочный. Обойма 9 сальников сделана литой вместо штампованной в старой конст­ рукции амортизатора и центрируется относительно направляю­ щей 14 штока. Манжета 10 посажена на шток с большим натя­ гом. Тарелка 11 и поджимная пружина 12 манжеты сохранены без изменений. Уплотнительное кольцо 13 заменено на формо­ ванное с круглым поперечным сечением вместо кольца прямо­ угольного сечения, нарезаемого из резиновой трубы («викельный» сальник). Проходное сечение седла 19 клапана увеличено по диаметру до 7 мм вместо 5 мм. Плунжер 20 клапана сжатия имеет два окна (раньше одно).

На основании расчета, исследований рабочего процесса амор­ тизатора и проверки его эффективности в дорожных условиях был изменен клапан отдачи (рис. 52). Толщина дроссельного диска 2 была увеличена с 0 , 1 до 0 , 2 мм, а суммарная площадь

144

проходного сечения дроссельных отверстий — с 0 , 0 1 2 до

0,048 см2 Габаритные размеры амортизатора с достаточной точностью

определяются на основе энергетического баланса Г

7 8 9 10 11 12

15 18 1718 19 20 21

............../ /

В)

Рис. 51. Конструкция амортизатора автомобиля ЗИЛ-164:

дернизации (1962 г.); / —

4 — рабочий цилиндр; 5 —

Щ15 — корпус клапана сжа­

тия; 16 — тарелка впускного клапана; 17 — пластинчатая пружина; 18 — контргайка-огра- ннчнтель хода впускного клапана; 19 — седло клапана; 20 — плун­

жер; 21 — пружина клапана

Прочностной расчет носит в основном поверочный характер

IIего выполняют после определения характеристики сопротивле-

1Дербаремдикер А. Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М., Машиностроение, 1969.

ния амортизатора, от которой зависят перепады давлении в рабочих камерах и нагрузки на детали. Для ориентировочных расчетов автомобильных телескопических амортизаторов макси­ мальное давление в рабочем цилиндре обычно принимают рав­

ным 1 0 0 кгс/см2

Наибольшую сложность представляет расчет характеристи­ ки сопротивления амортизатора для конкретной подвески и оп­ ределение параметров дросселирующей системы. К моменту

Е = Лтр + Л

Предположив, что интенсивность колебаний в подвеске под­ держивается на некотором среднем уровне, выразим работу сил сухого трения и сил сопротивления амортизаторов за один пе­ риод колебаний, как обычно, через силы и путь или максималь­ ные амплитуды X относительных колебаний:

^ам = я/гСрХ2со = лРах,

где kcp — средний коэффициент сопротивления амортизаторов1; со — круговая частота колебаний в подвеске в 1 /с.

Обозначим коэффициенты сопротивления различных по силе сопротивления амортизаторов km и /ec p 2 и соответственно этому

1 Коэффициент сопротивления k характеризует темп нарастания силы сопротивления амортизатора в зависимости от роста скорости ѵп = ачо отно­ сительных перемещений его частей: Ра = kv„. Эта зависимость выражает ли­ нейную характеристику сопротивления амортизатора.

146

амплитуды относительных колебаний х, и х2 (динамические про­ гибы рессор). На основании принятого постоянства энергии, ко­ торая рассеивается в подвеске, имеем

4/7 трх1 + я6 ср1 х?а> = 4FTpx2+ я£ср2 х2 со.

Отсюда найдем амплитуду х2 для двух основных случаев:

1 ) при отсутствии амортизаторов или снижении их энергоем­ кости до нуля, что соответствует /гс р 2 = 0 :

2 ) при различной энергоемкости амортизаторов (йСр2 < &срі):

В качестве примера рассмотрим, как изменяются динамичес­ кие прогибы рессор в зависимости от эффективности амортиза­ торов при прочих равных условиях. При этом для расчета при­ нимаем /есрі = 6 кгс/см, что характерно в основном для колеба­

ний подрессоренных частей. Поэтому считаем частоту колебаний со ~ 1 2 1 /с, что достаточно близко к реальным величинам. На

рис. 53 показано увеличение амплитуд колебаний х2 при энерго­ емкости амортизаторов 0 и 50% по сравнению с амплитудами хь которые возможны в подвеске автомобиля при 1 0 0 %-ной энерго­

емкости амортизаторов. Кривыми 1 (рис. 53, а) ограничено поле амплитуд колебаний х2 в подвеске без амортизаторов, когда

гашение колебаний осуществляется лишь за счет сил FTр сухого межлистового трения, равных 200—400 кгс в покое. При колеба­ ниях сила трения скольжения может оказаться в 1,5—2 раза меньше указанных величин. Это также учтено в расчете. Кривы­ ми 2 ограничено поле амплитуд колебаний х2 подвески, соответ­ ствующих уменьшенной в 2 раза силе сопротивления амортиза­

торов, 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 &Срі = 4 кгс-с/см с учетом работы амортизатора преимущественно на клапанном релсиме, когда темп роста силы Ра с увеличением скорости перемещений ѵп = = Хісо І5 г 2 0 см/с существенно снижается.

Таким образом, при одинаковой скорости движения автомо­ биля динамические прогибы рессор без амортизаторов увеличи­ ваются в среднем в 2 —3 раза, а при 50% энергоемкости аморти­

заторов— в 1,2— 1,3 раза по сравнению с амортизаторами со 1 0 0 %-ной энергоемкостью.