Calculul si constructia suspensiei

1Rolul si conditiile impuse suspensiilor

La deplasarea automobilului , neregularitatile drumului produc oscilatii ale rotilor care se transmit puntilor . Suspensia automobilului realizeaza legatura elastica cu amortizoare intre puntile automobilului si cadru sau caroserie ; micsorand sarcinile dinamice si amortizand vibratiile rezultata in urma actiunii componentelor verticale ale fortelor dintre roti si drum .

Viteza de deplasare a automobilului pe drumuri cu suprafata neregulata este limitata in primul rand de calitatile suspensiei si in al doilea rand de puterea motorului . Confortabilitatea automobilului este determinata in principal de suspensie . Prin confortabilitate intelege proprietatea automobilului de a circula timp indelungat cu vitezele permise de caracteristicile dinamice fara ca pasagerii sa aiba senzatii neplacute sau marfa transportata sa fie supusa distrugerii .

Prin imprimarea caracterului dorit al oscilatiilor suspensia alaturi de mecanismul de ghidare al puntii , influenteaza maniabilitatea , manevrabilitatea si stabilitatea automobilului , elemente care impreuna definesc tinuta de drum a automobilului .

Pentru asigurarea unui confort corespunzator , parametri suspensie trebuie sa fie alesi tinandu-se seama de anumite conditii stabilite la terori suspensiei si anume :

amplitudinea masei suspendate .Aceasta se reduce cu atat mai mult cu cat raportul dintre masa suspendata si cea nesuspendata este mai mare;

pulsatia oscilatiilor proprii ale sistemului este cu atat mai mica cu cat rigiditatea elementului elastic este mai mica , adica arcul este mai elastic ;

rigiditatea suspensiei din fata sa fie mai mica decat cea a puntii spate ;

pentru a mentine neschimbate caracteristicile suspensiei , cand masa suspendata se modifica , rigiditatile arcurilor trebuie sa se modifice in aceeasi proportie cu masa suspendata ;

pentru asigurarea confortabilitatii , amortizarea oscilatiilor trebuie sa varieze in prima perioada intre 92% si 98% din energia transmisa parti suspendate

2Alegerea tipului constructiv al suspensiei spate

Dupa tipul elementului elastic suspensiile pot fi : cu elemente metalice (arcuri in foi, arcuri elicoidal e si bare de rasucire cu elemente nemetalice (arcuri din cauciuc , arcuri pneumatice si hidropneumatice ) si mixte .

Dupa tipul caracteristicii elementelor elastice , suspensiile por fi : cu caracteristica liniara (fig .1) , cu caracteristica neliniara , in trepte (fig.2 ) sau progresiva ( fig 3).

Elementele elastice , indiferent de tipul sau caracteristica lor ,pot forma functie de tipul mecanismului de ghidare al rotilor suspensiei dependente sau independente . Optiunea pentru o punte sau alta se face in functie de tipul si destinatia automobilului ,prin aprecierea cerintelor de confort , maniabilitate , stabilitate si costuri

Pentru automobilul de proiectat in corcordanta cu solutiile existente si tendintele de dezvoltare ale suspensiilor se adopta pentru punte spate ,suspensie dependenta cu arcuri in foi .la care arcul preia toate fortele si momentele reactive .

2.1Determinarea caracteristicii elastice a suspensiei

Caracteristica elastica a suspensiei reprezinta dependenta dintre forta verticala care actioneaza asupra rotii si deformatia elementului elastic al suspensiei .

Datorita frecarilor din elementul elastic curbele de comprimare si de destindere nu coincid . Aria cuprinsa intre cele doua curbe reprezinta la scara , lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet de intindere-comprimare , transformat prin frecare interna in caldura ce se transmite mediului ambiant

In mod conventional se considera drept caracteristica a suspensiei , curba medie reprezentata cu linie intrerupta .Parametri curbii caracteristice a suspensiei sunt :

Sageata statica "f" este produsa de sarcina statica G_S , care este un parametru esential de definire a elementului elastic , deoarece determina marimea frecventei oscilatiilor proprii al suspensiei , conform relatiei :

unde

"g" este acceleratia gravitationala

"f_st "este sageata statica exprimata in [mm

f_st = 180 mm

Sagetile dinamice fd₁ si fd₂ care sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale suspensiei . La sagetile egale cu f₁ si f₂ , mecanismul de ghidare a puntii vine in contact ,in planul de oscilatie , cu limitatoarele elastice ale suspensiei . In intervalul f₁ - f₂ , caracteristica suspensiei este data numai de proprietatile elementului elastic al suspensiei . Intrarea in functiune a tampoanelor , modifica curba caracteristica a suspensiei :

Fd_1,2 = 0,5 * fst = 0,5*150 = 90 mm

Coeficientul dinamic Kd , definit de raportul dintre forta maxima transmisa prin suspensie , pana la deformarea maxima a limitatoarelor si sarcina statica .

Kd =

Se adopta Kd = 1,75 ;

La valori mici ale coeficientului dinamic , se observa , in cazul deplasarii automobilului pe drumuri cu neregularitati , lovituri frecvente in tampoanele limitatoare . La valori mari ale coeficientului Kd , in cazul vibratiilor cu amplitudini mari , si la valori mici ale sagetii dinamice suspensia va fi foarte rigida . Pericolul lovirii in tampoane si marimea Kd sunt dependente de marimea sagetii dinamice . Cu cat este mai mare sageata dinamica cu atat este mai usor de obtinut confortabilitatea .necesara cu un coeficient dinamic mare si usor de asigurat un contact permanent al rotilor cu calea . Cu cat viteza automobilului si neregularitatile caii sunt mai mari cu atat trebuie sa fie mai mare si sageata dinamica .

2.2Calculul elementelor elastice ale suspensiei

a) Determinarea fortelor care actioneaza asupra elementelor elastice

Calcul suspensiei cu arc in foi consta din calculul al solicitari dinamice si calculul la oboseala . Eforturile unitare ce se dezvolta in arcul in foi depind de modul de transmiterea a fortelor si momentelor de l a punte la cadru , precum si de regimul de deplasare al automobilului . Calculul in regimul tractiunii si regimul franarii .

Calculul la oboseala are ca scop determinarea duratei de functionare arcului .

l₁ = 633 mm ; l₂ = 563 mm ; l = 1196 mm ; a=112 mm ; r_d = 297 mm ; c = 409 mm

Regimul transmiterii fortei de tractiune

Z_r =

X_r = Zr =

F = Z_r =

R_a =

R_b =

Regimul franarii :

Z_f =

X_f = Zr =

F = Z_r =

R_a =

R_b =

Valoarea eforturilor unitare

Partea stinga

Pentru tractiune

    pentru franare

pentru tractiune

pentru franare

W_Z =

Unde n = n_p + h = 2+ 8 = 10

Unde G₂ -greutatea ce revine puntii spate ;

m₂ - coeficient de schimbare dinamica a reactiunilor ;:

Kd- coeficient dinamic

-randamentul arcului ;

-coeficient de aderenta ;

m_2F - coeficient de schimbare dinamic a foii de arc ;

-suma modulelor de rezistenta ale foilor de arc.

2.3Calculul la solicitari dinamice

Marimea eforturilor unitare de incovoiere , intindere si compresiune la care sunt supuse foile de arc depinde de solutia folosita l a ghidarea puntii . Rectiunile R_A si R_B solicita foile de arc , prin momentul crrat ,la incovoiere .Forta X_R,f din reazemul A solicita foile la compresiune sau intindere in functie de regimul de deplasare al automobilului .

In calculul la solicitarile dinamice se tine seama de influenta sarcinilor dinamice prin folosirea in calule a coeficientului dinamic Kd . Marimea frecarii dintre foile de arc reprezinta importanta deosebita , deoarece o frecare prea mare reduce din elasticitatea arcului . Aceasta marime este luata in consideratie prin expresia randamentului arcului definit de relatia :

in care

F_ef este forta de deformatie a arcului

F- este forta reala de incarcarea arcului la ochiul de fixare .

Efortul unitar admisibil calculat mai inainte trebui sa fie la sageata maxima

= 800 . 900 N/mm² , iar la sageata statica mai c de 500 . 600 N/mm² .

b) Calculul de dimensionare al arcurilor suspensiei

Calculul la oboseala al arcului in foi se face in scopul determinarii timpului de functionare a arcului pana la aparitia primelor semne de oboseala a materialului . Metoda de calcul consta in determinarea lucrului mecanic specific de deformatie al foilor de arc . Acesta se defineste ca fiind raportul dintre lucrul mecanic consumat pentru deformarea arcului si aria sectiunii transversale a pacherului de foi . Pentru otelul de arc aliat cu Mn si Si, lucrul mecanic specific se calculeaza cu relatia :

L_SP = 1,2*10⁶ [Nm/cm² ]

L_sp = 1.2*10⁶*5.872 = 7046400 [Nm/cm²]= 7.0464*10⁶ [+Nm/cm²]

In care este coeficientul de revenire a carui marime este functie de timpul de repaus al arcului .

Pentru un parcurs anual de 22500 km/an , = 5,872

Calculul lucrului mecanic efectiv se face in tei stari specifice de incarcarea arcului si anume : incarcat (1/1) , semiancarcat (1/2) , gol (0) .Procentul din parcursul total al automobilului ce revine frecarii din cele trei stari , se considera a fi 60 % incarcat si 20 % semiincarcat si respectiv gol.

Socurile ce apar in exploatare se grupeaza in trei categorii : puternic . mediu si usor.

Daca se noteaza cu frecventa proprie de oscilatie a arcului ,in oscilatii pe minut si cu timpul de oscilatii cu frecventa proprie , atunci .intr-un minut , arcul va efectua oscilatii complete .Lucrul mecanic efectuat intr-o ora va fi :

L =

Unde h este amplitudinea in [cm]; F- forta pe arc in [N] ; frecventa proprie in oscilatii pe minut ; -randamentul arcului .

Amplitudinea reala "h " se calculeaza cu ajutorul coeficientului dinamic Kd si al amplitudinii etalon F 1/1 ;

h = f 1/1*Kd

Calculul lucrului mecanic se face in cele trei stari de incarcare ale automobilului la cele trei tipuri de soc .

L₀ = (L₀) u + (L₀) m + (L₀) p =

=

L₀ = 2

L_1/2 = (L_1/2) u + (L_1/2) m + (L_1/2) p =

L₀ = 2

L_1/1 = (L_1/1) u + (L_1/1) m + (L_1/1) p =

L₀ =2

Lucrul mecanic total efectuat de arc intr-o ora raportat la sectiunea arcului A ,reprezinta lucrul mecanic specific pe ora si are expresia :

Lsh = ++[Nm/cm²h]

Lsh = = 6135.11 [Nm/cm²h]

A = n*b*h 10*70*8 =5600mm² =56cm²

Timpul efectiv de lucru al arcului se calculeaza cu raportul :

t_ef =

t_ef =

unde t_n este timpul normal de functionare al automobilului

t_n =

unde S este spatiul efectiv parcurs de automobil pana la prima reparatie capitala ;

Relatia [26] arata ca pirn calculul de durabilitate de determina timpul de functionare al arcului in foi , care trebuie sa fie cel putin egal cu timpul teoretic de functionare al automobilului . In cazul in care conditia impusa de relatia (26) nu este respectata ; se impune refacerea calculelor prin redimensionarea foilor de arc deoarece rigiditatea arcului este prea mica .

Sageata reala a arcului in foi se calculeaza cu relatia :

F =

3 Alegerea tipului constructiv al suspensiei fata

Pentru automobilul de proiectat in corcondanta cu solutiile existente si tendintele de dezvoltare ale suspensiilor se adopta pentru punte fata , punte si suspensie cu mecanism patrulater de ghidare cu culisa oscilanta (McPherson ) care amplaseaza elementul elastic concentric cu amortizorul Aceste impreuna alcatuiesc bratul superior al suspensiei .Tot ape corpul suspensiei se monteaza si fuzeta

.Fortele verticale sunt preluate de arcul elicoidal ., iar cele de tractiune sau cele de franare de transmit prin interemediul tirantului de legatura articulat de bratul inferior .

3.1Determinarea caracteristicii elastice a suspensiei

Caracteristica elastica a suspensiei reprezinta dependenta dintre forta verticala care actioneaza asupra rotii si deformatia elementului elastic al suspensiei .

Datorita frecarilor din elementul elastic curbele de comprimare si de destindere nu coincid . Aria cuprinsa intre cele doua curbe reprezinta la scara , lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet de intindere-comprimare , transformat prin frecare interna in caldura ce se transmite mediului ambiant

In mod conventional se considera drept caracteristica a suspensiei , curba medie reprezentata cu linie intrerupta .Parametri curbii caracteristice a suspensiei sunt :

Sageata statica "f" este produsa de sarcina statica G_S , care este un parametru esential de definire a elementului elastic , deoarece determina marimea frecventei oscilatiilor proprii al suspensiei , conform relatiei :

unde

"g" este acceleratia gravitationala

"f_st "este sageata statica exprimata in [mm

f_st = 225 mm

Sagetile dinamice fd₁ si fd₂ sunt stabilite in functie de tipul autovehiculului

Sagetile dinamice sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale suspensiei . La sagetile egale cu f₁ si f₂ , mecanismul de ghidare a puntii vine in contrast ,in planul de oscilatie , cu limitatoarele elastice ale suspensiei . In intervalul f₁ - f₂ , caracteristica suspensiei este data numai de proprietatile elementului elastic al suspensiei . Intrarea in functiune a tampoanelor , modifica curba caracteristica a suspensiei :

Fd_1,2 = 0,5 * fst = 0,5*150 = 90 mm

Caracteristica elastica optima suspensiei trebuie sa asigure valori necesare ale sagetii statice si ale coeficientului dinamic .de asemanarea este foarte importanta valoarea sagetii dinamice.

Coeficientul dinamic Kd , definit de raportul dintre forta maxima transmisa prin suspensie , pana la deformarea maxima a limitatoarelor si sarcina statica .

Kd =

Se adopta Kd = 1,75 ;

La valori mici ale coeficientului dinamic , se observa , in cazul deplasarii automobilului pe drumuri cu neregularitati , lovituri frecvente in tampoanele limitatoare . La valori mari ale coeficientului Kd , in cazul vibratiilor cu amplitudini mari , si la valori mici ale sagetii dinamice suspensia va fi foarte rigida . Pericolul lovirii in tampoane si marimea Kd sunt dependente de marime sagetii dinamice . Cu cat este mai mare sageata dinamica cu atat este mai usor de obtinut confortabilitatea .necesara cu un coeficient dinamic mare si usor de asigurat un contact permanent al rotilor cu calea . Cu cat viteza automobilului si neregularitatile caii sunt mai mari cu atat trebuie sa fie mai mare si sageata dinamica .

Constanta elastica (K) a suspensiei este definita ca fiind tangenta trigonometrica a unghiului format de tangenta geometrica la curba conventionala si axa absciselor .

Marimea constantei se mai numeste si rigiditatea suspensiei si este data de relatia :

K =

Caracteristica elastica optima nu se poate obtine folosind un element static cu caracteristica liniara .Este necesara cunoasterea caracteristici arcului metalic prin introducerea unui element elastic suplimentar .

F_maxf = Kd * Z₁ =

Z_f = =

Unde Z este sarcina pe o roata fata

3.2Calculul elementelor elastice ale suspensiei

Ca elemente elastice metalice ale suspensiei adopt arcuri metalice elicoidale cu pas si diametru constant si diametru spirei constant .

c) Determinarea fortelor care actioneaza asupra elementelor elastice

Schema de calcul a elementelor elastice metalice ale suspensiei este prezentata in figura urmatoare :

Forta activa (F) ce actioneaza asupra arcului elicoidal al suspensiei se determina cu relatia urmatoare :

Fa =

Unde F = Z-g_R

Unde Z- este reactiunea normala fata

g_R este greutatea rotii si a mecanismului de ghidare a rotii montat sub arc

g_R = 0,1 * Z ;

adopt = 10⁰

Fa =

3.3Calculul de dimensionare al arcurilor suspensiei

Arcurile fata vor fi construite din bare din otel de arc ;

ARC 16 mm ;

Adopt indicele arcului ;

i = ;

unde d = 16 mm , diametrul spirei ,

rezulta ;

D_m = i * d = 136 mm ;

Adopt D_m = 135 mm , diametrul arcului ,

n = 9 , numarul spirelor active .

Sageata arcului se calculeaza cu relatia :

f = ;

unde F_af = 3325 N;

F_as = 2833 N ;

G = 8 * 10⁴ - modulul de elasticitate transversal .

Rezulta sageata arcului :

F_t = 154 , 1 mm;

Efortul unitar de rasucire este ;

;

unde = ( 700 - 900 ) MPa ;

K = 1,2 -coeficient de corectie

Rezulta = 372,08 MPa ;

= 367 ,07 MPa ;

Forta maxima ce poate fi prelucrata de arc ;

F_max =

Calculul la oboseala al arcului in foi se face in scopul determinarii timpului de functionare a arcului pana la aparitia primelor semne de oboseala a materialului . Metoda de calcul consta in determinarea lucrului mecanic specific de deformatie al foilor de arc . Acesta se defineste ca fiind raportul dintre lucrul mecanic consumat pentru deformarea arcului si aria sectiunii transversale a pacherului de foi . Pentru otelul de arc aliat cu Mn si Si, lucrul mecanic specific se calculeaza cu relatia :

L_SP = 1,2*10⁶ [Nm/cm² ]

L_sp = 1.2*10⁶*5.872 = 7046400 [Nm/cm²]= 7.0464*10⁶ [+Nm/cm²]

In care este coeficientul de revenire a carui marime este functie de timpul de repaus al arcului .

Pentru un parcurs anual de 22500 km/an , = 5,872

Calculul lucrului mecanic efectiv se face in tei stari specifice de incarcarea arcului si anume : incarcat (1/1) , semiancarcat (1/2) , gol (0) .Procentul din parcursul total al automobilului ce revine frecarii din cele trei stari , se considera a fi 60 % incarcat si 20 % semiincarcat si respectiv gol.

Socurile ce apar in exploatare se grupeaza in trei categorii : puternic . mediu si usor.

Daca se noteaza cu frecventa proprie de oscilatie a arcului ,in oscilatii pe minut si cu timpul de oscilatii cu frecventa proprie , atunci .intr-un minut , arcul va efectua oscilatii complete .Lucrul mecanic efectuat intr-o ora va fi :

L =

Unde h este amplitudinea in [cm]; F- forta pe arc in [N] ; frecventa proprie in oscilatii pe minut ; -randamentul arcului .

Amplitudinea reala "h " se calculeaza cu ajutorul coeficientului dinamic Kd si al amplitudinii etalon F 1/1 ;

h = f 1/1*Kd

Calculul lucrului mecanic se face in cele trei stari de incarcare ale automobilului la cele trei tipuri de soc .

L₀ = (L₀) u + (L₀) m + (L₀) p =

=

L₀ = 2

L_1/2 = (L_1/2) u + (L_1/2) m + (L_1/2) p =

L₀ = 2

L_1/1 = (L_1/1) u + (L_1/1) m + (L_1/1) p =

L₀ =2

Lucrul mecanic total efectuat de arc intr-o ora raportat la sectiunea arcului A ,reprezinta lucrul mecanic specific pe ora si are expresia :

Lsh = ++[Nm/cm²h]

Lsh = = 6135.11 [Nm/cm²h]

A = n*b*h 10*70*8 =5600mm² =56cm²

Timpul efectiv de lucru al arcului se calculeaza cu raportul :

t_ef =

t_ef =

unde t_n este timpul normal de functionare al automobilului

t_n =

unde S este spatiul efectiv parcurs de automobil pana la prima reparatia capitala ;

Relatia [26]arata ca pirn calculul de durabilitate de detremina timpul de functionare al arcului in foi , care trebuie sa fie cel putin egal cu timpul teoretic de functionare al automobilului . In cazul in care conditia impusa de relatia (26) nu este respectata ; se impune refacerea calculelor prin redimensionarea foilor de arc deoarece rigiditatea arcului este prea mica .

Sageata reala a arcului in foi se calculeaza cu relatia :

F =

4 Amortizoarele suspensiei

4.1Rolul si caracteristicile amortizoarelor

Amortizoarele folosite in suspensia de automobile au rolul de a disipa rapid energia oscilatilor verticale a l caroseriei si ale rotilor automobilului prin transformarea ei in energie calorica cedati mediului ambiant.

Pentru autoturismul de proiectat adopt un amortizor hidraulic bitubular , cu caracteristica de amortizare progresiv patratica ,asimetrica .

Amortizoarele sunt montate paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei si reprezinta un element de baza in asigurarea confortului si sigurantei circulatiei .

La automobilele moderne cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele a hidraulice .Principiul de lucru al acestor amortizoare consta din urmatoarele : la deplasarea relativa a masei suspendate fata de masa nesuspendata , lichidul vascos din corpul amortizorului este obligat sa treaca prin orificii de sectiune mica .

Datorita frecarii lichide care apare la trecerea acestuia prin orificiile calibrate , energia oscilanta se transforma in energie calorica .

Dependenta dintre forta de rezistenta a amortizorului F si viteza relativa dintre masa suspendata si nesuspendata defineste caracteristica de amortizare .Forta de rezistenta a amortizorului telescopic este data de relatia

F = c * v ⁱ

In care c este coeficientul de rezistenta al amortizorului ; iar i -exponentul vitezei i

In functie de exponentul vitezei "i" caracteristica d amortizare poate fi ; liniara (i =1) , regresiva ( i < 1 ) , ;i progresiv( i > 1 )

In functie de raportul dintre coeficientii de rezistenta ai amortizorului la cursa de comprimare C_c si scursa de destindere C_d amortizoarele telescopice pot fi :

-cu dublu efet si caracteristica simetrica C_c = C_d;

-cu dublu efet si caracteristica asimetrica C_c C_d;

cu simplu efect C_c = 0 , C_d 0 .

Majoritatea amortizoarelor actuale sunt cu dublu efect si caracteristica de amortizare asimetrica C_d = (2-5 ) C_c .

Folosirea unei astfel de caracteristici este motivata prin tendinta de a micsora efectul socurilor la trecerea rotilor peste denivelari preominente , printr-o amortizare mai mica la cursa de comprimare .

Daca C_c este prea mare . la trecerea rotii peste ridicaturile caii viteza masei nesuspendate creste si prin amortizor se va transmite o forta mai mare , ia rla trecerea rotii peste denivelari sub forma de adancitura fortele transmise sunt mai mici .

La deplasarea pe cai de rulare cu suprafete neregulate , se recomanda diferente mari intre coeficienti C_c si C_d . in cazul circulatiei pe drumuri cu neregularitati lungi ,dat line , este recomandata o diferenta mica intre cei doi coeficienti.

Coeficientul de rezistenta al amortizorului C este definit de relatia :

C = = 2505

Adopt , conform tabelului 9.9 (C.C.A.-Untaru M., P.569 ) ;

Urmatoarele valori ale coeficientilor re rezistenta :

C_f = 2455

C_s = 2500

Tinand cont de marimile adoptate pentru C si de relatia dintre C_c si C_d se obtine

-pentru suspensia fata C_cf = 1030 , C_df = 3880;

-pentru suspensia spate C_cs = 900 , C_ds = 4110;

cand vitezele relative dintre doua mase ating o valoare numita viteza critica , supapele de descarcare se deschid si sectiunile de trecere pentru lichid se maresc .In acest fel forta de amortizare va creste mai lent :

v_cr = h_r * = ( 0,2 - 0,4 ) m/s

unde

h_r - cursa rotii pana la cuplarea limitatoarelor , determinata din caracteristica elastica a suspensiei ;

- pulsatia proprie a suspensiei .

Adopt : v_cr = 0,3 m/s

La viteze pistonului mai mari decat viteza critica , fortele de rezistenta ale amortizoarelor nu vor mai creste .

Fortele critice de amortizare sunt cuprinse in limitele :

-pentru cursa de destindere F_crd = (2000-3000) N ;

-pentru cursa de comprimare F_crc = (400 - 700) N ;

Intre cele doua forte exista relatia :

F_crc = ( 0,25 -0,33 ) * F_crd

Adopt F_crd = 2300 N

Si rezulta F_crc = ( 1/1,34) *F_crd = 676,5 N

4.2Dimensionarea si verificare dimensionarii amortizoarelor telescopice

Calculul de dimensionare si verificare dimensionarii amortizoarelor telescopice cuprinde :

determinarea caracteristicii de amortizare la roata ;

determinarea caracteristicii de amortizare efectiva a amortizorului ;

dimensionare a pistonului si a orificiilor de lucru ;

verificare dimensionarii termice a amortizorului .

Diametrul pistonului amortizorului trebuie sp fie ales astfel incat presiunea maxima a lichidului si temperatura sa de incalzire sa nu depaseasca valori care sa schimba carateristica de amortizare sau sa afecteze negativ fiabilitatea amortizorului .

se adopta diametrul pistonului d_p = 44 mm ;

diametrul tijei 0,41 mm ;

diametrul exterior al tubului rezervor    1,48 mm ;

lungimea ghidajului 0, 36 mm;

lungimea pistonului 0,5 mm ;

Valorile dde mai sus reprezinta raportul mediu dintre principale dimensiuni constructive ale amortizorului si diametrul pistonului

Dimensionare orificiilor calibrate din piston se face pornind de la necesitatea de a se obtine coeficientul efectiv de rezistenta al amortizorului .

Caracteristica d amortizare efectiva a amortizorului se determina pornind de la caracteristica de amortizare la roata si de montajul amortizor -punte .

forta efectiva de amortizare este data de relatia :

F_a = N ;

Solutia de montarea amortizorului la suspensia independenta este redata in figura urmatoare :

Unde - unghiul de inclinare al amortizorului fata de verticala .

Forta efectiva de amortizare va fi :

-pentru comprimare :

F_ac = 2335,5 N , adopt F_ac = 2336 N;

-pentru destindere :

F_ad = 686,9 N , adopt F_ad = 687 N;

Viteza efectiva a pistonului amortizorului ;

V_ap =

Unde v_p = v _cr = 0,3 m/s

Coeficientul efectiv de rezistenta al amortizorului este :

-pentru fata : C_af = = 2531,32

-pentru spate : C_as = = 2577,72

Pentru comprimare de obtine

- pentru fata : C _caf = 989,84

-pentru spate : C _cas = 1107,39

Pentu destindere de obtine

- pentru fata : C _cdf = 2474,61

-pentru spate : C _cds = 2768,74

Debitul din orificiile de trecere (Q) de sectiune A pentru comprimare , respectiv destindere cu un coeficient de debit ( = 0,6 - 0,75 ) ,, dat de relatia :

Q_c = * Ac * v [mmc/s

Q_d = * Ad * v [mmc/s

Daca se tine seama ca aria efectiva a pistonului (A_ef ) este egala cu aria cilindrului de lucru al amortizorului pentru cursa de comprimare si anume :

A_ef = A_cil =     mmp

Aria efectiva de destindere este :

A_efd = A_cil - A_t = 637,73 [mmp

Unde A_t = p* dp * [mmp];

d_t 22 mm, fiind diametrul tijei pistonului .

daca se tine seama ca debitul prin orificiul de trecere este creat prinmiscare pistonului , se poate scrie :

Q_c = A_efe * V_ap = 305340 [ mmc/s]

Q_d = A_ede * V_ap = 305340 [ mmc/s]

Sectiunea necesara orificiilor de trecere a lichidului se calculeaza cu ajutorul formulei ;

A =  [mm]

Se obtine pentru amortizorul fata :

-pentru comprimare : A_c= 32,67 mm²;

-pentru destindere : A_d= 7,71 mm²

Se obtine pentru amortizorul spate :

-pentru comprimare : A_c= 30,89 mm²;

-pentru destindere : A_d= 7,29 mm²

verificare dimensionarii termice a amortizorului se face cu ajutorul bilantului dintre lucrul mecanic transformat in caldura de amortizor in unitate de tipm si cantitatea de caldura transmisa mediului :

unde :

L = Nm;

Iar:

L-    lucrul mecanic transformat in caldura in timpul t = 3600 s;

v_m - 0,3 m/s -viteza critica ;

A_f = 75287,7 mm² -suprafata efectiva de racirea amortizorului , data de relatia :

A =

Unde D= 56 mm -diametrul exterior al amortizorului ;

l = lungimea amortizorului ,

= ( 500-700 ) [N/ cm² h⁰ C ]-coeficient de schimb de caldura ,pentru care adopt valoarea :

= 600 [N/ cm² h⁰ C ]

T_max - temperatura maxima a suprafetei amortizorului ;

T_e -temperatura mediului ambiant ;

T_max -T_e = 35,53⁰ C 150 ⁰ C.