«ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ ВИБРОЗАЩИТЫ ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ ПО КРИТЕРИЮ МИНИМУМА ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ...»

ФГОБУ ВПО «Южно-уральский государственный университет» (НИУ)

На правах рукописи

Волченко Татьяна Сергеевна

ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ ВИБРОЗАЩИТЫ

ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

ПО КРИТЕРИЮ МИНИМУМА ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК

Специальность 01.02.06

Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель:

д.т.н., профессор Шефер Л.А.

Челябинск – 2014

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Глава

ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И НАУЧНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ В

ОБЛАСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СИСТЕМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ

ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ. ЦЕЛИ И

ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Обзор научных работ в области исследований колебаний грузовых автотранспортных средств

1.2 Способы снижения вибрационных нагрузок подрессоренных частей грузовых автотранспортных средств за счет улучшения качества системы подрессоривания

1.3 Обзор литературы и нормативных документов, необходимых при проектировании грузовых автотранспортных средств

1.4 Выводы по главе, постановка цели и основных задач исследования

Глава

ФОРМИРОВАНИЕ РАСЧЕТНОЙ МОДЕЛИ ДИНАМИКИ

ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ,

ПЕРЕВОЗЯЩИХ ГРУЗЫ СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ ПРИ

СЛУЧАЙНОМ ВОЗДЕЙСТВИИ

2.1 Обобщение имеющейся информации о дорожных условиях эксплуатации для грузовых автомобилей, перевозящих груз специального назначения

2.2 Способ формирования пространственного случайного дорожного воздействия

2.3 основные допущения и формирование динамической модели динамики движения грузовых автотранспортных средств ................ 2.4 Моделирование пространственной модели автотранспортных средств

2.5 Спектральный анализ систем подрессоривания грузовых автотранспортных средств, перевозящих грузы специального назначения

2.6 Анализ характеристик динамической нагруженности системы грузовых автотранспортных средств, перевозящих груз специального назначения. Выводы по главе

Глава

МЕТОДИКА ОПТИМИЗАЦИИ СИСТЕМЫ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ

ПО КРИТЕРИЮ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ

НЕСУЩЕЙ СИСТЕМЫ ГРУЗОВОГО АВТОТРАНСПОРТНОГО

СРЕДСТВА

3.1 Оптимальные процессы колебаний грузовых автотранспортных средств

3.2 Алгоритм методики оптимизационного проектирования.............. 3.3 Характеристики управляемости автомобиля как основные факторы, влияющие на выбор расчетных значений величины колесной базы... 3.4 Плоская расчетная динамическая схема как простейшая модель для поиска основных проектных параметров системы виброизоляции транспортных средств

3.5 Выводы по главе

Глава

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ГРУЗОВОГО

АВТОТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА

4.1 Описание процесса проведения испытаний

4.2 Проведение стендовых испытаний и оценка полученных результатов

4.3 Выводы по главе

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы. Объектом исследования данной работы является дорожное грузовое автотранспортное средство, перевозящее груз специального назначения в условиях случайного нагружения. Помимо упруго-демпфирующих свойств системы подрессоривания на эксплуатационные качества и плавность движения влияют также распределение масс по длине автомобиля и геометрические параметры колесной базы. При этом имеется большое количество норм, стандартов и условий, определяющих массово-центровочные и моментные характеристики, которые позволяют обеспечить защиту несущей конструкции от влияния действующих вибронагрузок и обеспечить соответствие проектируемого изделия мировым стандартам качества. Это значит, что при выборе СП необходимо учитывать ряд параметров, характеризующих в совокупности систему виброизоляции автотранспортного средства: упруго-демпфирующие параметры непосредственно самой подвески; упругую характеристику шин;

параметр колесной базы.

Рисунок 1. Статистика исследований в области оптимизации систем подрессоривания автотранспортных средств Из рисунка 1 видно, что в настоящее время растет количество исследований в области динамики систем подрессоривания автотранспортных средств.

Наибольшее внимание данному вопросу уделяют такие страны как Китай, Соединенные Штаты и Германия, Россия занимает 12 место в этом списке. Среди университетов наибольшее количество исследований принадлежит университетам Италии и Китая.

Таким образом, разработка способов улучшения плавности движения за счет выбора рациональных расчетных характеристик системы виброизоляции на стадии проектирования ГАТС является актуальной проблемой для экономики России.

Степень разработанности темы исследования. Наиболее важными, с точки зрения вклада в изучение явлений, связанных с динамическими процессами, протекающими в транспортной системе за счет работы подвески, являются труды А.А. Хачатурова, А.А. Силаева, В.П. Тарасика, В.Б.

Проскурякова, М.С. Высоцкого, Р.В. Ротенберга, Н.Н. Яценко, В.В. Новикова, Rakheja S., Balike K.P., Lohman B, Chen W, Kim W, Kang J. и многих других.

вышеперечисленными авторами были выявлены возможности повышения эффективности работы СП. При этом было показано, что значительное влияние на виброзащитные свойства подвески оказывает амортизирующее устройство, качество которого можно улучшить за счет применения различных технических способов корректировки его характеристик. Исследовано множество способов совершенствования СП легковых и спортивных автомобилей при воздействии на них случайного воздействия. Кроме того существуют LMS-технологии, изученные в ходе проведения исследований, позволяющие исходя из структуры и заданных параметров СП производить расчеты любого характера с целью корректировки и отладки изделия.

Таким образом, ранее проведенные исследования внесли существенный вклад в более глубокое понимание динамических процессов транспортных систем за счет работы СП. Однако, из опубликованных статей и научных трудов видно, что существующие способы оптимизации параметров систем подрессоривания непосредственно грузовых автотранспортных средств не позволяют снизить вибрационные нагрузки до значений действующих норм, так как это очень сложная проблема, для решения которой необходимы новые теоретические предпосылки.

Целью диссертационной работы является разработка прикладных методов и средств исследования динамики дорожных грузовых автомобилей, позволяющих на ранних стадиях проектирования и модернизации изделий минимизировать вибронагруженность несущих систем путем рационального выбора характеристик СП и конструктивных параметров автомобиля.

Для достижения цели были поставлены следующие задачи:

1) Обобщение имеющейся информации об условиях эксплуатации грузовых автомобилей и формирование расчетного способа задания пространственного случайного дорожного воздействия.

2) Формирование расчетной модели, описывающей динамику движения грузовых автотранспортных средств при случайном дорожном воздействии.

Модель ориентирована на исследование динамической нагруженности несущей системы проектируемого изделия.

3) Разработка методики условной оптимизации СВ ГАТС по критерию вибронагруженности несущей системы автомобиля 4) Анализ и обобщение результатов экспериментальных стендовых исследований и сопоставление их с различными результатами моделирования вариантов несущей системы.

5) Разработка рекомендаций и внедрение результатов в практику конструкторского отдела ОАО «КАМАЗ» при модернизации грузового автомобиля КАМАЗ-5308.

Методология и методы исследований: Исследования динамики работы системы виброизоляции ГАТС проводились на основе теории колебаний, статистической механики и динамики машин, а также спектрального анализа и методами математического моделирования поведения технических объектов при динамических воздействиях. Анализ характеристик параметров системы виброизоляции проводился численным исследованием с помощью компьютерных пакетов MathCAD и ANSYS, методами дифференциального и интегрального исчислений. Оптимизационные задачи решались с применением методов теории испытательном стенде.

Достоверность полученных результатов определяется использованием математического аппарата, основанного на применении метода конечного доказываются аналитически и подтверждаются опытным путем. Обработка, обобщение и сравнение опытных данных с теоретическими производилась с помощью математического аппарата, компьютерных технологий, отвечающих современному уровню. Апробация результатов исследований и основных положений работы осуществлялась в публикациях автора и на научноисследовательских конференциях.

На защиту выносятся основные положения, составляющие научную новизну:

воздействия, отличающегося возможностью индивидуально прикладывать усилие, передаваемое через неподрессоренные массы несущей системе, на каждую опорную точку с учетом корреляции продольного и поперечного профилей и запаздывания между мостами автомобиля.

применительно к двухосным и трехосным автомобилям различной модификации, специализированного назначения. Модель комплексно отображает разнообразие конструктивных параметров изделия;

отличающуюся возможностью оперативно произвести оценку и минимизировать вибрационные нагрузки несущей элементов на стадии проектирования уникальных конструкций;

Практическая ценность и реализация полученных результатов:

1) Разработаны алгоритмы и комплексы программ, моделирующие процесс эксплуатации грузовых автотранспортных средств, позволяющие снизить материальные и временные затраты при разработке конструкции, испытаний и доводки опытных образцов специализированного грузового автотранспорта;

2) На базе предложенного комплекса возможна разработка программ для стендовых исследований эффективности различных систем подрессоривания, а также для проведения ресурсных испытаний перспективного ряда моделей грузовых автомобилей.

3) Разработанные алгоритмы и программные средства используются для подготовки студентов автомобильного профиля.

Результаты диссертационного исследования внедрены в процесс проектирования и сборки грузовых дорожных автомобилей на ОАО «КАМАЗ».

Апробация работы: основные положения и результаты диссертационной работы докладывались на: Всероссийской научно-технической конференции «Динамика машин и рабочих процессов» (ЮУрГУ, г.Челябинск 2007);

Всероссийской научно-технической конференции «Динамика машин и рабочих процессов» (ЮУрГУ, г.Челябинск 2012); научно-технической конференции Российской школы «Наука и технологии», посвященной 85-летию академика В.

П. Макеева (МСНТ, г.Миасс, научно-технической конференции Российской школы «Наука и технологии»,(МСНТ, г.Миасс, 2008); конференции аспирантов и докторантов Южно-Уральского Государственного Университета, (г.

Челябинск 2009).

Структура и объем работы: диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 152 наименований. Содержание работы изложено на 133 страницах машинописного текста, включая 37 рисунков и 14 таблиц.

ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И НАУЧНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ В

ОБЛАСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СИСТЕМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ

ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ

ИССЛЕДОВАНИЯ

Основными факторами, влияющими на вибрационную нагруженность грузового автотранспортного средства, являются условия эксплуатации:

транспортные, дорожные и климатические.

В первую очередь, отметим, что в качестве грузового автотранспортного средства в рамках данной работы подразумевается сложная механическая система, состоящая из взаимодействующих элементов и подверженная комплексу внешних воздействий, предназначенная для перемещения грузов особого назначения по дорогам с твердым и булыжным покрытием в сухое время года.

Транспортные условия должны учитывать объем, вид и расстояние перевозок грузов, условия погрузки и разгрузки, организацию перевозок, а также условия технического обслуживания и ремонта автомобиля. В основном на практике мы встречаемся с промышленными, специализированными перевозками общего назначения, строительными, сельскохозяйственными, а также с транспортировкой грузов специального назначения, для которых дополнительно оговариваются условия транспортировки и максимально возможные продольные и поперечные вибрационные перегрузки.

Учитывая дорожные условия при проектировании автомобиля, необходимо принимать во внимание тип дорожных одежд и виды дорожных покрытий, допускаемую нагрузку на ось, расчетную скорость движения, элементы профиля с учетом рельефа местности.

Анализ климатических условий позволяет определить состояние покрытия дороги, видимость и температуру окружающей среды.

В совокупности своей все эти условия определяют режимы работы автотранспортного средства: нагрузочный и скоростной.

Основным оценочным показателем, определяющим уровень комфортабельности и безопасности автотранспортного средства и перевозимого груза, является плавность хода с точки зрения минимума вибраций, возникающих в процессе движения. Этот показатель, в первую очередь, должен обеспечивать удовлетворительное состояние груза, среднюю скорость и безопасность движения автомобиля, а также долговечность его агрегатов. Наилучшим с точки зрения плавности хода является то автотранспортное средство, уровень вибрации которого минимален.

ИССЛЕДОВАНИЙ КОЛЕБАНИЙ ГРУЗОВЫХ

АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Работы многих ученых посвящены анализу колебаний автомобиля, оценке плавности хода и его виброзащитных свойств. Множество из них посвящено исследованию колебаний и оптимизации основных проектных параметров системы подрессоривания легковых автомобилей, а также разработке новых систем подрессоривания, позволяющих снизить вибрационные перегрузки грузовых АТС общего назначения. Однако существует сравнительно небольшое количество работ направленных на исследование колебаний грузовых АТС, осуществляющих перевозку грузов специального назначения.

В работах А. И. Гришкевича, А. С. Литвинова, Й. Раймпеля, Н. Ф.

Бочарова, М. С. Высоцкого, В. В. Осепчугова, Г. А. Гаспарянца, А. Н. Островцева и др. дано подробное описание каждого агрегата, приведены анализы и расчеты отдельных систем, на основе этого рассматриваются вопросы колебаний автотранспортного средства. П. В. Аксенов и Д. А. Антонов представили полный анализ колебаний многоосных автотранспортных средств.

Подробно рассмотрены и проанализированы вопросы виброзащиты колесных машин авторами Р. В. Ротенбергом, А. А. Хачатуровым, А. А Силаевым, И. Г. Пархиловским. Е. А. Чудаковым, Н. Н. Яценко, Ю. Б. Беленьким, Г. Г. Гридасовым, В. В. Новаком, Я. М. Певзнером, А. А. Полунгяном, Chiesa A., Marguard E., Oberto L., Ellis J., Julien M. и другими.

параметров и качества подвески (системы подрессоривания), которая обеспечивает упругое соединение несущей системы с колесами, выполняет функцию снижения динамических нагрузок и обеспечения равномерного распределения их на опорные элементы при движении, служит для повышения тяговых качеств машины. Это значит, что, при анализе колебаний автомобиля, необходимо, в первую очередь, решить задачи проектирования и расчета системы подрессоривания.

Подробно занимаясь вопросами плавности хода с точки зрения вибраций подрессоренных частей, Е. А. Чудаков, И. Г. Пархиловский, П. М. Волков, M.

Olley и др. основывались на линейной теории подрессоривания и рассматривали простейшие одномассовые модели автомобиля. Недостаток использования такой теории в нашем случае заключается в том, что не удается рассмотреть отдельно колебания подрессоренных частей, то есть тех, вес которых передается на упругие элементы подвески и неподрессоренных частей. Также нет возможности проанализировать непосредственно влияние неподрессоренных масс при исследовании колебаний автомобиля в целом. Вместе с тем воздействие принимается как единичная или периодическая неровность.

Р. В. Ротенберг, Н. Н. Яценко, Я. М. Певзнер исследовали колебания многомассовых систем. Благодаря результатам их научных работ появилась возможность анализировать влияние неподрессоренных масс, однако, дорожная поверхность принималась как некая детерминированная неровность.

Несколько позже Р. В. Ротенберг, А. А. Силаев, А. И. Гришкевич M.

Mitshke и др. применили к расчету автомобиля и его агрегатов, в частности, речь идет о системе подрессоривания, теорию случайных функций, что дало возможность рассматривать уже более реальный профиль дорожной поверхности.

Авторы Яценко Н. Н., Певзнер Я. М., Беленький Ю. Б., Тихонов А. А. и др.

достаточно полно и подробно изучили вопросы упругодемпфирующих способностей шин и их проектирования.

После глубокого анализа всех выше перечисленных работ, а также работ многих других авторов можно сказать следующее. Качественная подвеска автомобиля должна в первую очередь обеспечивать его:

Достаточную с точки зрения норм и стандартов плавность хода;

движение по неровным дорогам без ударов в ограничители хода;

безопасность водителя и пассажиров при возможном отрыве колеса от поверхности дороги.

Все эти условия выполняются подвеской при правильном выборе характеристик упругих и демпфирующих элементов. Такими характеристиками являются жесткость и демпфирование непосредственно подвески, а также радиальная жесткость шин, так как эта характеристика обеспечивает безопасность движения, а именно стабильность контакта шин с дорогой.

В работах А. А. Силаева подробно рассматривается спектральная теория подрессоривания транспортных машин и ее применение к решению практических задач плавности хода. Рассматривается плоская система на нескольких опорах при вертикальных и продольно – угловых колебаниях и плоская система при поперечных колебаниях. Предполагается, что автомобиль двигается по конкретному типу дорог и с постоянной скоростью. Автор, предполагая известным параметр жесткости подвески, предлагает найти оптимальный параметр демпфирования, исследуя уравнение среднего квадратичного отклонения на экстремум. При этом учитываются такие условия как вероятность пробивания подвески, то есть удары в ограничители хода, и вероятность отрыва колеса от грунта. Также с помощью методов фазовых диаграмм и статистической линеаризации рассмотрены системы с линейным упругим элементом и упругими ограничителями хода колес, то есть нелинейные системы подрессоривания, которые в вопросах плавности хода способны наиболее точно описать поведение автомобиля при воздействии на него различного рода дорожных неровностей.

Р. В. Ротенберг также предлагает рассчитывать колебания и плавность хода с помощью определения подходящих параметров системы подрессоривания методом последовательной оптимизации. При фиксированном затухании определяется оптимальное значение жесткости упругого элемента, после чего делают уточнение непосредственно параметра затухания. Автор рассматривает неподрессоренных масс на колебания автотранспортного средства, считая известными и фиксированными жесткость и демпфирование шин.

И. Н. Успенский, А. А. Мельников, Я. М. Певзнер исследуя подвеску, разработали основные принципы ее расчета. Суть этих работ заключается в том, что, имея подвеску определенного типа с известными основными данными, будь то геометрия рессоры или объем газа в рабочей полости пневматического элемента, рассчитывается жесткость упругого элемента. Затем, учитывая нормы плавности хода, подбирается характеристика амортизатора. После расчета основных характеристик делается поверочный расчет с целью их уточнения и оценки соответствия предлагаемой подвески проектируемому автомобилю.

Следует отметить работу научного коллектива под руководством А. А.

Хачатурова. Авторы достаточно подробно рассмотрели колебания плоских нелинейные колебания подрессоренных частей автотранспортного средства.

Подробно описали математическую модель пространственной системы автомобиля. На основе спектральной теории определили влияние параметров шин, жесткости и демпфирования подвески на колебания кузова при движении поверхности. Описали способ расчета оптимальной передаточной характеристики подвески. Достаточно полно и подробно описана математическая модель микропрофилю различного типа дорог, что дает возможность точнее решать вопросы плавности хода.

А. А. Полунгян, исследуя поведение автомобиля при движении по различным типам дорог, предложил рассмотреть непосредственно процесс проектирования системы подрессоривания. Условно он поделил этот процесс на три этапа:

собственных частот колебаний подрессоренных масс и относительных коэффициентов затухания. Такими параметрами являются коэффициенты жесткости упругого элемента и сопротивления амортизатора, приведенные к центру пятна контакта шины с опорной поверхностью;

определение нагрузочных характеристик упругого и демпфирующего устройств в виде нелинейной зависимости вертикальной нагрузки на колесо от массы подрессоренной части автомобиля и прогиба подвески, измеренных в центре пятна контакта шины с опорной поверхностью;

расчет конструктивных параметров.

Автор предлагает для рассмотрения плоские одномассовые и многомассовые системы, что дает возможность обнаружить, как влияют на колебания автомобиля неподрессоренные массы, а также проанализировать колебания сиденья водителя. В этих работах также предлагается при фиксированном значении затухания определять параметр жесткости, после чего производить уточнение и оптимизацию величины демпфирования.

В работах В. П. Тарасика очень хорошо описан процесс поиска параметров системы подрессоривания на основе плоских математических моделей колебаний АТС. Пространственная модель колебаний используется в качестве анализа виброзащитных свойств автомобиля.

В момент торможения или разгона автотранспортного средства происходит крен кузова в продольной плоскости. Противоклевковые свойства И. Н.

Успенский и А. А. Мельников предлагают оценивать по положению центра крена кузова относительно центра тяжести автомобиля. Если центр крена и центр тяжести совпадают, то крен кузова практически отсутствует, однако при этом и жесткость подвески будет увеличиваться, что приведет к ухудшению плавности хода. Вместе с тем центр тяжести определяется исходя из величины колесной базы машины, то есть расстояния между осями. Это говорит о влиянии величины колесной базы автотранспортного средства на плавность хода и безопасность движения.

Наиболее глубоко вопросы общей компоновки грузового автомобиля рассматривали М. С. Высоцкий, Л. Х. Гиллес, С. Г. Херсонский, Н. Ф. Бочаров и др. Их основное внимание сосредоточено на влиянии базы на распределение нагрузок по опорной поверхности и соответствии этого распределения установленным нормам и ГОСТам. Определять расстояние между осями авторы рекомендуют с помощью составления уравнения суммы моментов относительно передней оси колесной машины. Однако анализа параметров системы подрессоривания в зависимости от этой величины не рассматривается.

Такими учеными как Ю. Ю. Беленький, Г. П. Веселов, А. М. Горелик, А. С.

Горобцов, А. Н. Густомясов, Л. И. Добрых, Б. М. Елисеев, С. С. Журавлев, В. И.

Колмаков, Г. О. Котиев, А. А. Мельников, А. Д. Пашин, Я. М. Певзнер, И. М.

Рябов, К. В. Чернышов были подробно изучены вопросы эксплуатации пневмогидравлических рессор, однако не удалось обеспечить соблюдение норм вибронагруженности АТС.

Р. А. Акопян, В. М. Великородный, В. А. Галашин, М. М. Грибов, А. Д.

Дербаремдикер, Б. А. Калашников, Я. М. Певзнер, Б. Н. Фитилев исследовали повышение виброзащитных свойств при помощи воздушного демпфирования.

Недостатком такого способа является слабый эффект гашения колебаний с малой амплитудой, вследствие сжимаемости воздуха. Применение воздушного демпфирования возможно совместно с гидравлическим, но для этого необходимо определить их оптимальные параметры.

Вопросами разработки методов оперативной оценки виброзащитных свойств при проектировании подвесок АТС, удовлетворяющих нормам вибронагруженности при различных условиях движения, занимались Н. Н.

Яценко, О. К. Прутчиков, В. Ф. Платонов, Р. В. Ротенберг, А. А. Хачатуров. Но они рекомендуют разные значения основных проектных параметров СП АТС.

В работах В. В. Новикова, И. М. Рябова, К. В. Чернышова, А. С. Дьякова предлагается повышать виброзащитные свойства подвесок и снижать уровень характеристик пневмогидравлических рессор и амортизаторов. Оценка виброзащитных свойств происходит по граничным передаточным функциям.

Было доказано существование в цикле колебаний подвески зон неэффективной работы амортизатора, введен коэффициент эффективной работы амортизатора. На основании этого разработаны новые алгоритмы оптимального регулирования амортизатора по фазе, частоте и направлению колебаний, исключающие неэффективные зоны.

Исходя из выше изложенного материала видно, что в настоящее время имеется большое количество научных исследований в области колебаний автотранспортных средств, множество из которых направлено на улучшение виброзащитных свойств легковых автомобилей. Также ряд работ направлен на исследование вибрационных перегрузок промышленных, строительных и сельскохозяйственных грузовых автотранспортных средств, осуществляющих перевозку грузов общего назначения. Однако мало внимания уделяется разработкам методик определения основных проектных параметров систем подрессоривания грузовых автотранспортных средств, осуществляющих перевозку грузов специального назначения, например, транспортировку ракетных установок, где значительно большее внимание необходимо уделять вибрационным нагрузкам, передающимся такому грузу при движении.

СПОСОБЫ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИОННЫХ НАГРУЗОК

ПОДРЕССОРЕННЫХ ЧАСТЕЙ ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ

СРЕДСТВ ЗА СЧЕТ УЛУЧШЕНИЯ КАЧЕСТВА СИСТЕМЫ

ПОДРЕССОРИВАНИЯ

Основной способ повышения плавности хода и виброизоляционных свойств грузового автомобиля – улучшение качества системы подрессоривания. Сама по себе система подрессоривания состоит из направляющего, упругого и демпфирующего устройств. Направляющее устройство воспринимает силы и моменты, действующие на колесо, определяет характер перемещений колеса относительно несущей системы. В качестве направляющего устройства используют листовые рессоры или стабилизаторы, представляющие собой торсионный стержень, закручивающийся при крене. Упругое устройство передает вертикальные силы, действующие со стороны колеса на несущую систему. В качестве упругого элемента используют листовые рессоры, пружины и торсионы, пневматические упругие элементы. С целью уменьшения поперечного крена кузова используют дополнительное упругое устройство, так называемый, стабилизатор поперечной устойчивости. Демпфирующее устройство обеспечивает затухание колебаний кузова и колес. В процессе развития автомобильной промышленности было разработано большое количество видов и типов подвесок, которые делятся:

по способу соединения с корпусом машины: жесткие, полужесткие (тракторные), мягкие;

жесткости, прогрессивная по способу передачи сил и моментов от колес: рессорная, штанговая, однорычажная или двухрычажная;

независимая, смешанная;

по типу упругого элемента: рессорная, пружинная, торсионная, пневматическая, гидропневматическая, резиновая;

механическим или гидравлическим амортизатором, с телескопическим однотрубным или двухтрубным амортизатором;

по наличию шкворня: шкворневая, бесшкворневая;

(управляется только дорожный просвет), активная (управляемая).

Одной из первых разработали и стали применять, в основном на грузовых автомобилях и тяжелом транспорте, зависимую подвеску, характеризуемую зависимостью перемещения одного колеса моста от перемещения другого колеса.

Передача сил и моментов от колес на кузов при зависимой подвеске осуществляется упругими элементами – рессорами или с помощью штанг.

Затем появилась более комфортная независимая подвеска, которая обеспечивает независимость перемещения одного колеса моста от перемещения другого колеса и позволяет автомобилю передвигаться по плохим дорогам и бездорожью. По типу направляющего устройства независимые подвески делятся на рычажные и телескопические. Наиболее популярной является независимая подвеска Макферсон, которую в настоящее время используют на некоторых автомобилях марки BMW, Audi, Toyota, отечественных автомобилях Жигули.

На современных грузовых автомобилях, например, на автомобилях Volvo FL с полной массой 16 т и 12 – тонных самосвалах или автомобилях КАМАЗ, очень часто используются рессорные независимые подвески. Рессора является уникальным устройством, так как играет роль одновременно направляющего, гасящего и упругого элементов. Однако недостатками рессорной подвески являются: высокая металлоемкость, о чем говорит тот факт, что энергия, запасаемая единицей объема, в четыре раза меньше, чем у пружин и торсионов;

наличие высокого межлистового трения, отрицательно сказывающегося на плавности хода автомобиля и на долговечности самой рессоры. Так при эксплуатации в хороших дорожных условиях долговечность рессор магистральных грузовиков составляет 100 – 150 тыс. км пробега, а в плохих условиях падает даже до 10 – 15 тыс. км. Основным недостатком, негативно влияющим на виброзащитные свойства автомобиля, является линейная характеристика жесткости упругого элемента. Нелинейности характеристики, хоть и в небольших пределах, можно достичь установкой серьги с наклоном на легких и средних грузовиках или за счет цилиндрической задней опоры на тяжелых грузовиках. Также удается увеличить жесткость путем установки подрессорника или нижней дополнительной рессоры, делающей характеристику подвески прогрессивной.

Самый современный и наиболее распространенный тип подвески – с пневматическим упругим элементом, который представляет собой резинокордную оболочку, уплотненную по торцам и заполненную воздухом под давлением.

Разработав почти 70 лет назад такие подвески, компания Firestone Industrial Products Company до сих пор остается лидером их производства. Пневматический упругий элемент имеет нелинейную характеристику, изменяющуюся в широком диапазоне, что дает возможность обеспечить высокую плавность хода с частотой колебаний 0,9 – 2 Гц, и небольшую массу. Он позволяет регулировать высоту кузова автомобиля над полотном дороги при изменении нагрузки за счет закачки в него воздуха, что обеспечивает снижение центра тяжести автомобиля и повышает его устойчивость на дорогах. Высока и долговечность пневмоэлементов, например, ресурс баллонов автобусов GMC составляет до млн. км. Подвески с такими упругими элементами применяют в том случае, когда подрессоренная масса при загрузке автомобиля меняется в широких пределах, или в случае особых требований к плавности хода, тогда вместе с пневмобаллонами устанавливают дополнительные пневморезервуары, обеспечивающие более пологую характеристику упругого элемента. При сжатии пнвмобаллона в нем повышается давление воздуха, а также увеличивается его эффективная площадь, в результате чего жесткость возрастает. Подвеска на двухсекционных баллонах обеспечивает частоту колебаний подрессоренных масс около 1,3 Гц, трехсекционные баллоны снижают частоту еще на 10 – 15%.

Существуют также пневмоэлементы рукавного и диафрагменного типа, которые позволяют уменьшить размеры упругого элемента и частоту собственных колебаний автомобиля. Упругая характеристика таких элементов, особенно в районе больших деформаций, еще более пологая. Главные недостатки таких элементов заключаются в меньшей долговечности по сравнению с обычными пнвмоэлементами, что обусловлено изгибом и перекатыванием резинокордной оболочки при деформациях, а также в высокой чувствительности к смещениям в поперечной плоскости и перекосам поршня. Однако недостатки эти компенсируются стабильностью несущей способности в более широком диапазоне величин хода подвески.

В целом недостаток пневматических упругих элементов заключается в необходимости установки в подвеске громоздких ограничителей хода отбоя и сжатия и устройства, гасящего вертикальные колебания.

У компании Firestone множество возможностей для научных исследований и новых разработок конструкций подвесок благодаря огромному опыту, накопленному за столь длительный период. Именно поэтому основное внимание специалисты компании уделяют новым материалам, прежде всего композитным.

Большинство лабораторных исследований проводится с участием научнотехнического центра Bridgestone Americas Center for Research and Technology и применением уникального оборудования. Сканирующая электронная и зондовая микроскопия используется для анализа причин разрушения материалов путем их подвергания искусственному старению под воздействием высоких температур и озона Повысить плавность хода автотранспортных средств возможно с помощью систем автоматического регулирования характеристик подвески, то есть подвесок с возможностью ограничения амплитуды колебаний при помощи системы автоматического управления. Такие подвески бывают двух типов: активные и полуактивные (67,68, 89, 111 диссертация).

Активная подвеска – программно-аппаратный комплекс, управляющий жесткостью и дорожным просветом в процессе движения автомобиля с помощью гидравлических приводов, встроенных в подвеску. Это упрощает управление, увеличивает безопасность и прижимную силу. Устанавливается на автомобили высокой проходимости или бизнес класса с целью улучшения плавности хода.

Дорожный просвет изменяется в зависимости от типа дорог и скорости движения, при этом центр тяжести смещается вниз и повышается курсовая устойчивость, то есть свойство автомобиля, характеризующее его способность сохранять направление своей продольной оси в соответствии с направлением траектории движения.

Первая в мире серийная активная подвеска под названием Active Body Control (АВС) была применена в автомобиле «Mercedes – Benz SL» и «Mercedes – Benz CL» (рисунок 1.1). Гидроцилиндры, помещенные в специальные кожухи и имеющие насосы, нагнетающие масло и доводящие давление в системе до атм., по команде бортового компьютера способны моментально изменять высоту опор пружин у каждого колеса индивидуально примерно 10 раз в секунду. Таким образом, получается, что чем жестче подвеска, тем больше дорожный просвет.

Если водитель тормозит, система АВС, еще до того, как автомобиль собирается «клюнуть», повышает жесткость передней подвески и, соответственно, уменьшает жесткость задней. Также быстро система реагирует и при повороте:

повышает жесткость подвески на наружной стороне виража, практически одновременно с движением руля. Для обеспечения столь быстрой реакции система снабжена датчиками, которые передают информацию о динамике движения автомобиля в блок управления. Он, в свою очередь, посылает сигналы на раздельные клапанные блоки, отвечающие за жесткость каждой стойки подвески.

Практически АВС могла бы «укладывать» автомобиль на вираже так же, как водитель – мотоцикл, то есть создавать крен к внутренней стороне поворота.

Однако после многочисленных исследований был сделан вывод о том, что такой характер движения воспринимается водителем как очень неприятный.

Рисунок 1.1. Схема подвески АВС автомобиля «Mercedes – Benz SL»: 1 – насос, 2 – блок клапанов; 3 – компьютер; 4 – поршень; 5, 6 – датчик На автомобилях марки Toyota устанавливают активную подвеску Toyota Electronically Modulated Suspension (TEMS). Эту подвеску устанавливают на микроавтобусах, джипах и седанах. Недостаток в том, что она обладает сравнительно небольшим ресурсом, сложной конструкцией и трудоемким обслуживанием. Суть механизма заключается в следующем. Амортизатор имеет внутри несколько каналов с различным сопротивлением и исполнительный механизм, который по сигналу электронного блока управления переключает направление движение амортизационной жидкости. При трогании с места или ускорении автоматический блок TEMS получает сведения от датчиков об увеличении скорости и отпускании педали тормоза, в результате чего происходит поворот регулировочного стержня, амортизационная жидкость идет по большому контуру с меньшим сопротивлением и жесткость подвески уменьшается. При торможении, автоматическому блоку системы поступает информация о снижении скорости и торможении, в результате чего поворот регулировочного стержня направляет амортизационную жидкость по малому контуру с увеличенным сопротивлением, подвеска становится более жесткой.

На автомобилях Volkswagen Touareg устанавливается активная подвеска Continuous Damping Control (CDC). Такая подвеска постоянно поддерживает кузов на заданной высоте, за что отвечают четыре сенсора высоты, которые измеряют расстояние между осями и кузовом. Как только сенсоры регистрируют разницу в высоте между передней и задней осью, компрессор увеличивает давление в пневмоэлементах соответствующей оси, выравнивая кузов. Также имеется функция Skyhook, отвечающая за регулирование жесткости упругих элементов в зависимости от скорости движения и качества дорожного покрытия.

Система сенсоров следит за ускорением кузова и колес и при ухудшении дорожного полотна и изменении скорости регулирует жесткость подвески. Во время ускорения, торможения или поворота продольные и поперечные колебания благодаря такой подвеске сводятся к минимуму.

Полуактивная или адаптивная подвеска является подвеской статического регулирования. Это означает, что параметры упругого и демпфирующего устройств меняются принудительно в зависимости от дорожной ситуации, которая носит статический характер. В отличие от адаптивной, параметры активной подвески меняются в зависимости от текущей дорожной поверхности.

Фирма Citroen разработала и устанавливала в своих автомобилях адаптивную подвеску Hydractive. Преимущество полуактивной подвески заключается в оптимальном сочетании пассивной и активной подвесок. Появляется возможность улучшения плавности хода со значительно меньшим количеством затрачиваемой энергии, нежели при активной подвеске.

До недавнего времени в системах подрессоривания не применялись амортизаторы, так как при малых скоростях движения рессоры самостоятельно справлялись с гашением колебаний, однако, в настоящее время автомобиль способен достигать больших скоростей, и в конструкцию подвески автомобиля стали вводить демпфирующие устройства. Амортизаторы увеличивают затухание с ростом скорости колебаний, чтобы уменьшить раскачивание кузова и колес и обеспечивают малые затухания колебаний при движении автомобиля по неровностям малых размеров. Передавая при этом минимальную нагрузку на кузов, они стабилизируют движение в различных условиях и при различной температуре воздуха, а также обеспечивают надежный контакт шины с дорогой.

Одним из первых изобретателей амортизаторов был француз Трюффо. Выполняя свои функции, демпфирующие устройства преобразуют энергию колебаний в тепло, рассеиваемое в окружающую среду. Количество поглощаемой энергии зависит от массы автомобиля, жесткости пружины, частоты колебаний и конструкции самого амортизатора. В автомобильной промышленности гидропневматические. Двухтрубные гидравлические демпферы подходят практически для любых типов подвесок. Однако недостатком их является тот компенсационной камере приводят к образованию эмульсии и нарушению их работы. У однотрубных амортизаторов, создателем которых стал французский исследователь вибрационных процессов профессор Кристиан Бурсье де Карбон, жидкость изолирована от воздуха резиновой мембраной или поршнем с уплотнением, поэтому эмульсирование исключено. Такие демпферы более стабильно работают, обеспечивают более надежный контакт шины с дорогой и улучшают плавность хода, имея возможность погашать малые и медленные колебания. Недостатком является их большая длина и возможность заедания поршня.

Лидер по разработке и производству амортизаторов – немецкая компания Krupp Bilstein Suspension GmbH, которая сотрудничает с такими ведущими производителями как Daimler – Chrysler, Mercedes – Benz, Jaguar, Porsche, Ferrari, BMW. Именно она первой приобрела патент на конструкцию однотрубных амортизаторов у де Карбона.

Компания Sachs специализируется на производстве узлов сцепления и амортизаторов для грузового транспорта и снабжает своей продукцией таких производителей как Scania, MAN, Renault, Mercedes – Benz, Volkswagen, Daimler – Benz и т. д.

Несмотря на явные преимущества дорогих однотрубных амортизаторов, представительского класса, на сегодняшний день заводы продолжают выпускать двухтрубные амортизаторы для обычных машин среднего класса. Последней разработкой инженеров компании Bilstein стали однотрубные амортизаторы весом всего 280 г. и ходом штока – 40 мм. Чтобы сжатый азот не выполнял функций мощной дополнительной пружины, давление газа в них уменьшили до 15 бар. Эти амортизаторы были разработаны специально для Jaguar Формулы – 1.

Шина взаимодействует с опорной поверхностью и оказывает влияние на тяговые качества, безопасность, экономичность, проходимость, комфортабельность и другие показатели автотранспортного средства. Основные требования, предъявляемы к шинам: сцепление с дорогой, сопротивление качению, рисунок протектора, соответствующий дорожному покрытию.

Пневматическая шина была разработана Робертом Уильямом Томсоном, однако ее изобретателем принято считать Джона Данлопа. В настоящее время крупнейшими мировыми производителями шин являются «Данлоп», «Мишлен», «Гудрич», «Континенталь», «Гудьир». Наиболее перспективными считаются радиальные и бескордные шины, которые производят из резино – волокнистой массы при помощи литья под давлением или шпринцевания. Бескамерные радиальные шины позволят максимально использовать характеристики транспортного средства по грузоподъемности и обеспечить большую безопасность перевозок.

Как видно, существует очень много различных разработок, позволяющих улучшить плавность хода автотранспортного средства: управляемая подвеска с пневматическим упругим элементом, однотрубные гидравлические амортизаторы, радиальные и бескордные шины. Но, тем не менее, существуют и другие нюансы, не зависящие от конструкции и принципов работы каких-либо отдельных агрегатов автомобиля и отрицательно сказывающиеся на динамических свойствах автомобиля в целом и его плавности хода в частности. Так, например, при неполной или неравномерной загрузке появляется проблема смещения центра тяжести автомобиля и перегрузки задней оси. Решить ее позволяет программа «Load Spread Program» (LSP или «Программа распределения нагрузки»), одновременно удается равномерно распределить нагрузку по осям, повысить маневренность автомобиля, снизить износ шин. Суть сводится к управляемому изменению нагрузки на заднюю ось трехосного полуприцепа путем снижения давления в пневморессорах подвески. В результате нагрузка в большей степени распределяется по двум передним осям, точка вращения смещается со средней оси в промежуток между передним и средним мостами, что приводит к лучшей управляемости и маневренности автопоезда. Также снижается износ шин за счет существенной разгрузки двух наиболее нагруженных осей и практически полной разгрузки третей.

Чтобы узнать, насколько та или иная система подрессоривания подходит для конкретного автомобиля, специалисты даже ведущих фирм – производителей предпочитают использовать практические исследования или инженернорасчетные программы типа Ansys, Adams, Abaqus, Simulia, Solidworks и так далее.

Так, например, компания Timoney Technology по производству подвесок для грузовых автомобилей использует программу LMS Virtual. Lab – это комплексный пакет программного обеспечения, предназначенный для моделирования рабочих характеристик механических систем, включая структурную целостность, уровни шума и вибрации, долговечность, динамику системы, а также характеристики движения и управления. Их принцип подбора оптимальной жесткости и размеров подвески для конкретного грузовика заключается в следующем. В первую очередь моделируется кузов в виде жесткого тела, сочлененный с другими элементами различными способами. Затем используется Matlab-программа воспроизводящая конкретный тип дорожной поверхности, характеризуемый среднеквадратическим значением самой высокой и самой низкой ее точки. И, наконец, для исследования различных вариантов размеров и жесткости пружин и амортизаторов рассматриваются перебором несколько итераций, вплоть до достижения максимальной эффективности подвески.

В последнее время в автомобилестроении достаточно остро стоит вопрос о том, что расчетными методами пользуются лишь в случаях простейших режимов движения, а при проектировании крупных агрегатов автомобиля отдают предпочтение натурным испытаниям, несмотря на то, что такой способ более дорогостоящий. Суть проблемы заключается в том, что применяемые в расчетах зависимости очень часто учитывают не все нюансы, возникающие при работе грузовой колесной машины, то есть в том, что отсутствует корректная теория.

Таким образом, наряду с различными научными разработками по усовершенствованию непосредственно подвесок и амортизаторов, необходимы методы, которые позволили бы свести более дорогостоящие натурные испытания лишь к подтверждению теоретических исследований по подбору оптимальных параметров систем подрессоривания автотранспортных средств при движении их по дорогам различного типа и с различной скоростью движения.

ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И НОРМАТИВНЫХ

ДОКУМЕНТОВ, НЕОБХОДИМЫХ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ

ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Все автотранспортные средства в международных и национальных системах классификации разделены согласно их назначению, потребительским свойствам и требованиям. В соответствии с классификацией, разработанной Комитетом по внутреннему транспорту Европейской экономической комиссии Организации Объединенных Наций (ЕЭК ООН) и принятой Женевским соглашением 1958 г, существует 3 категории грузовых АТС, представленных в таблице 1.1.

Таблица 1.1. Классификация автотранспортных средств Оценивая потребительские свойства автомобиля, используют следующие понятия согласно ЕЭК ООН №68 №101. Грузовместимость автомобиля – наибольшее количество грузов или пассажиров, которые может одновременно перевозить автомобиль исходя из его прочности и размеров кузова, при соблюдении допустимых значений нагрузок на опорную поверхность дороги.

Масса снаряженного автомобиля – масса, соответствующая его собственной массе, то есть включающей инструмент, запасное колесо и все предусмотренное оборудование, но не включающей массу водителя, экипажа, пассажиров и груза.

Полная масса – масса снаряженного автомобиля, включающая массу водителя, экипажа, груза, пассажиров и багажа. Грузоподъемность автотранспортного средства – наибольшая масса груза, который может быть им перевезен при соблюдении допустимых значений нагрузок на опорную поверхность дороги.

Автомобиль передвигается по различным типам дорог, которые, как известно, являются основным источником возмущений и вибраций, отрицательно сказывающихся как на автомобиле в целом, так и на пассажирах и перевозимых грузах в частности. Достаточно точно оценить столь большое количество воздействий практически невозможно, так как состояние дорожной поверхности зависит не только от местности, но и от погодных условий и специфики региона.

автотранспортного средства используют упрощенную классификацию типов дорожной поверхности. Согласно ГОСТ 21624 – 81, а также СНиП 2.05.02 – автомобильные дороги делятся на пять категорий (таблица 1.2).

Таблица 1.2. Характеристики дорожных условий эксплуатации Облегченные гравия и песка, обработанных вяжущими * Для данной задачи Реализация случайной поверхности конкретного участка дорожной поверхности называется рельефом дороги и является наиболее общей моделью дорожного полотна. Профиль дороги – сечение рельефа в направлении движения транспорта. Сечение поверхности конкретного участка дороги является реализацией профиля, а совокупность таких реализаций представляет собой профиль дороги как случайный процесс.

Профиль дороги различают по трем составляющим:

Макропрофиль – длинные плавные неровности с длиной волны от 100 м, которые вызывают незначительные колебания автомобиля на подвеске, однако оказывают существенное влияние на тягово-динамические показатели;

Микропрофиль – неровности с длиной волны от 0,1 до 100 м, которые вызывают существенные колебания автомобиля на подвеске, определяют нагруженность узлов и агрегатов, являются одним из основных факторов, определяющих скорость движения, маневренность и грузоподъемность;

Шероховатости – неровности с длиной волны менее 0,1 м, которые сглаживаются шинами и не вызывают ощутимых колебаний автомобиля, но оказывают существенное влияние на работу шин, их сцепление с поверхностью дороги и износ.

Директивами ЕС 85/3, 86/360, 88/212, 89/338 установлены предельные значения осевых нагрузок в зависимости от конструкции и количества колес каждого моста. Предельные нагрузки не должны превышать следующих значений:

с одинарными колесами – 92кН;

со сдвоенными колесами – 115кН;

с одинарными колесами – 71,2кН;

со сдвоенными – 101,7кН.

В странах СНГ дорожные грузовые автомобили делят на 2 категории в зависимости от осевой нагрузки (таблица 1.3): к категории А относятся автомобили с осевой нагрузкой, не превышающей 100кН на ось или 180 кН на тележку; к категории Б – 60 кН на ось или 100 кН на тележку [124].

У полноприводных автомобилей равномерное распределение нагрузки по осям приводит к повышению эксплуатационной эффективности, а у не полноприводных – нагрузка должна распределяться немного иначе, в соответствии с таблицей 3.1, так как именно такое распределение приводит к удовлетворительным тягово-сцепным свойствам и улучшению проходимости.

При этом принимается допущение о том, что груз распределяется по всему объему кузова с одинаковой плотностью и что центр тяжести груза совпадает с геометрическим центром объема кузова.

Таблица 1.3. Распределение осевых нагрузок у грузовых автомобилей и Группа автомобиля и нагрузка Колесная Те автотранспортные средства, у которых полная масса, габаритные размеры или нагрузка, распределенная по осям, превышают предельные допустимые нормы, установленные в соответствующих документах, относят к внедорожным, а их движение по автомобильным дорогам не допускается.

В таблице 1.4 приведены основные размерные параметры компоновки грузовых автомобилей [33].

Таблица 1.4. Параметры компоновки грузовых автомобилей Колесная формула определяется также исходя из условий эксплуатации и назначения автомобиля при обеспечении надежного трогания с места и движения без буксования ведущих колес [35]. Условие движения автомобиля без буксования G сц G a позволяет определить коэффициент сцепного веса, характеризующий ту часть общей нагрузки автомобиля на дорогу, которая приходится на ведущий мост и может быть использована для обеспечения сцепных качеств и преодоления дорожного сопротивления (таблица 1.3).

где Gвд – сцепной вес автомобиля (вес, приходящийся на ведущую ось), – сопротивления качению, i – угол подъема дороги. Следовательно, чтобы уменьшить вероятность потери проходимости автомобиля в конкретных дорожных условиях, при большей полной массе автомобиля должна быть большей нагрузка на ведущий мост или, учитывая ограничения для предельной осевой нагрузки, должно быть большее число ведущих мостов. Число ведущих мостов определяется с учетом назначения АТС из условий обеспечения допустимое значение коэффициента сцепного веса для автомобилей категории А рассчитывают из условия надежного трогания с места и движения по скользкой подъеме с наибольшим допустимым для дорог с капитальным покрытием Для автомобилей группы Б коэффициент сцепного веса определяется с k min 0,40...0,45.

В таблице 1.3 приведены оптимальные значения k, которые превышают значения kmin, что говорит о возможности использования этих АТС в качестве тягачей в составе автопоезда, а проходимость их будет обеспечена даже в условиях движения без груза на скользкой дороге.

Плавность хода – совокупность потенциальных свойств автомобиля, характеризующих его способность двигаться в заданном интервале скоростей без превышения установленных норм вибронагруженности водителя, пассажиров, грузов и конструктивных элементов автомобиля. Для оценки плавности хода дорожных грузовых АТС существуют методики, основанные таким образом, чтобы исключить, во-первых, неприятные ощущения и быструю утомляемость при колебаниях водителя и пассажиров, а во-вторых, повреждения при колебаниях груза и конструктивных элементов.

предложенная Р. В. Ротенбергом, заключается в анализе колебаний в диапазоне частоты вибраций кузова 0,9 – 2 Гц. Это обусловлено тем, что при колебаниях с такой частотой, человек не будет испытывать дискомфорт. На основании анализа ускорений головы человека при различных режимах движения он предложил большое значение играет также и интенсивность колебаний, что не учитывается в данной методике.

Таблица 1.5. Предельные значения средних квадратичных ускорений Непродолжительный бег, со Существует методика, которая учитывает интенсивность и мощность колебаний при различных частотах и направлениях, однако люди воспринимают колебания по-разному, а этот факт методика не учитывает.

Методика, позволяющая оценить колебания по толчкам кузова автомобиля, предполагает, что эти толчки оказывают более существенное влияние на работоспособность и здоровье человека, нежели гармонические колебания.

Вместе с тем не учитываются и скорости и ускорения нарастания толчков.

Следующая методика опирается на экспериментальные данные. В ходе исследования анализируются ускорения вертикальных и горизонтальных гармонических колебаний. Вибрации разделены по уровням: неощутимые, едва ощутимые, хорошо ощутимые, сильно ощутимые, условно вредные и безусловно вредные. Однако недостатком этой методики является искусственный характер колебаний.

Можно также оценивать колебания автотранспортного средства по контрольным параметрам в определенных диапазонах частот. На основе этой методики были приняты Женевские нормы оценки комфортабельности (таблица 1.6).

Таким образом, в ходе всевозможных исследований были разработаны стандарты по оценке и нормированию плавности хода автотранспортных средств.

Международный стандарт ISO 2631 – 78 «Руководство по оценке действия общей вибрации на организм человека», а также ГОСТ 12.1.012 – 90 «Система стандартов безопасности труда. Вибрационная безопасность. Общие требования»

при оценке влияния вибрации на человека, учитывают интенсивность, частоту, направление и длительность действия колебаний. ОСТ 37.001.291 – «Автотранспортные средства. Технические нормы плавности хода» и ОСТ 37.001.275 – 84 « Автотранспортные средства. Методы испытаний на плавность хода» учитывают те же физические факторы, кроме длительности действия вибрации. Оценка ощущений проводится в диапазоне частот 1 – 90 Гц, который может быть представлен в октавных или третьоктавных полосах. Для октавной полосы имеются верхняя и нижняя границы и средняя частота, причем верхняя граничная частота в два раза больше нижней. Октавы можно разбить на третьоктавные полосы, каждая из которых также будет иметь нижнюю и верхнюю границы и среднегеометрическую частоту (таблицы 1.7, 1.8).

Ощущения человека во время колебаний оцениваются по ускорениям при колебаниях большой амплитуды и частотах 0,5 – 5 Гц и по скорости при колебаниях малой амплитуды и частотах 15 – 80 Гц. Каждой октавной или третьоктавной полосе соответствует весовой коэффициент, необходимый для приведения среднего квадратичного значения виброускорения к частотам, при которых организм человека наиболее чувствителен к колебаниям: 4-8 Гц – для вертикальных колебаний, 1-2 Гц – для горизонтальных колебаний.

Таблица 1.7. Характеристики октавных полос частот Таблица 1.8. Характеристики третьоктавных полос частот Средние Интенсивность вибраций определяется с помощью среднего квадратичного значения вертикального виброускорения или контролируемого параметра.. и его логарифмического уровня где пороговое среднее квадратичное значение вертикального показателями являются одночисловые параметры – интегральная оценка, или спектр вибрации – раздельно-частотная оценка.

При интегральной оценке речь идет о корректируемом по частоте значении контролируемого параметра, с помощью которого учитывается неоднородность восприятия человеком вибрации с различным спектром частот. Корректированное по частоте значение контролируемого параметра и его логарифмический уровень вычисляются следующим образом:

где.., L z i – среднее квадратическое значение корректируемого параметра и его логарифмический уровень в i-ой октавной или третьоктавной частотной полосе, k.., Lk z i – весовой коэффициент для среднего квадратичного значения контролируемого параметра и его логарифмический уровень в i-ой полосе частот, n – число полос в нормируемом диапазоне частот.

При раздельно-частотной оценке для определения вибрационной нагрузки на человека нормируемым показателем являются среднее квадратичное значение виброускорения или его логарифмический уровень в октавных или третьоктавных полосах частот.

В связи с тем, что при использовании различных методов получаются различные результаты, рекомендуется использовать раздельно-частотную оценку, как дающую более точные результаты.

В ОСТ 37.001.291 – 84 изложены основные методы испытаний АТС на плавность движения и введены предельные технические нормы плавности хода АТС в соответствии с ГОСТ 12.1.012 – 78, в котором указано, что если выпускаемые машины не являются безопасными по вибрации, то временно могут быть установлены отраслевые стандарты, допускающие менее жесткие требования, но являются технически более достижимыми. Данным ГОСТом нормативами общей вибрации, действующей на человека, находящегося в движущемся транспортном средстве, приняты санитарные нормы спектральных показателей общей вибрации.

Характерные точки, в которых по ОСТ 37.001.291 – 84 измеряются вертикальные и горизонтальные ускорения, характеризующие вибронагруженность людей и подрессоренных масс АТС, определяются согласно ОСТ 37.001.275 – 84. Для оценки вибронагруженности людей такие точки находятся на рабочем месте водителя. Для оценки вибронагруженности подрессоренных масс грузового АТС, тягача, самосвала ускорения измеряют в характерных точках левого лонжерона: над передним мостом; над задним мостом двухосного автомобиля и посредине между средним и задним мостами трехосного автомобиля. Для двухосного прицепа характерными точками являются также точки на левом лонжероне над обоими мостами; для полуприцепа – точки на полу платформы кузова, слева от вертикальной оси, проходящей через седельно-сцепное устройство на расстоянии, равном половине колеи задних колес тягача, а также на левом лонжероне рамы, над задним мостом. Для прицепов и полуприцепов с двумя или несколькими задними мостами характерные точки – посредине между крайними мостами задней колеи тележки.

У специальных АТС, создаваемых на базе грузовых и пассажирских автомобилей, ускорения измеряют на полу грузовой платформы или на раме над задним мостом.

Таким образом, в таблице 1.9 приведены предельные технические нормы плавности хода грузовых АТС согласно ОСТ 37.001.275 – 84, то есть, обозначены средние квадратические значения виброускорений, действующих в диапазоне частот 0,7 – 22,4 Гц. В данной таблице участки дорог соответствуют следующим покрытиям: I – цементобетонное, динамометрическое с СКЗ неровностей 0,6см; II – булыжное мощеное без выбоин (специальная мощеная дорога) с СКЗ неровностей 1,1 см; III – булыжник с выбоинами (специальный участок) с СКЗ неровностей 2,9 см.

Таблица 1.9. Предельные технические нормы плавности хода грузовых

ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ, ПОСТАНОВКА ЦЕЛИ И

ОСНОВНЫХ ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ

Анализируя вышеизложенный материал, можно сделать следующие выводы. Исследование вибронагруженности грузовых АТС, в том числе перевозящих грузы специального назначения, занимает одну из важнейших позиций, так как требования к автомобильному транспорту становятся все более жесткими. В связи с тем, что виброизоляцию автомобиля обеспечивает в первую очередь система подрессоривания, то основное внимание необходимо уделять разработкам новых методик по определению ее параметров.

Для грузовых АТС, в настоящее время, преимущественно используют пассивные системы подрессоривания, так как использование активных и полуактивных подвесок с достаточно сложной конструкцией – очень дорогостоящий и не всегда возможный способ снижения вибронагруженности подрессоренных частей кузова. Выше, при анализе научных работ, были перечислены авторы, которыми доказано, что оптимизация параметров пассивных подвесок не позволяет снизить вибрационные нагрузки до установленных норм, так как это очень сложная проблема, для решения которой необходимы новые теоретические предпосылки. Одним из вариантов повышения виброзащитных свойств пассивных подвесок является улучшение их структуры в зависимости от условий движения с помощью саморегулируемых за счет энергии колебаний характеристик. Самый простой способ изменения структуры и регулировки характеристик – использование пневмогидравлических и пневматических рессор, а также воздушного демпфирования. Тем не менее, пневмогидравлические вибронагруженности, так как на них влияет температура, растворимость газа в жидкости и утечка их через уплотнители. Пневматические рессоры не обеспечивают необходимых результатов при условии нерегулируемости характеристик амортизатора.

В связи с этим достаточно часто автопроизводители непосредственно закупают и ставят систему подрессоривания исходя из весовой категории и назначения машины, а качество полученного изделия проверяют с помощью натурных испытаний, которые не всегда позволяют увидеть различные нюансы, возникающие во время реальной эксплуатации.

Исследованием колебаний автомобиля и оценкой параметров системы подрессоривания занимались многие ученые, о которых было сказано в вышеизложенном материале. Способы, разработанные ими, заключались в оптимизации демпфирования при установленном значении жесткости, в уточнении упруго-демпфирующих характеристик при определенных условиях движения с использованием гармонического нагружения и простейших плоских моделей. Кроме того, эти способы не подразумевали поиск наиболее рационального значения жесткости шин и исследование влияния величины колесной базы как характеристик, влияющих непосредственно на динамику конструкции грузового автомобиля.

Таким образом, очень важно разработать способы, позволяющие на стадии проектирования определить наиболее оптимальные, с точки зрения минимума вибрационных нагрузок, значения жесткости и демпфирования подвесок при движении по различным типам дорог и с различной скоростью. Причем необходимо учесть влияние не только величины жесткости и демпфирования подвески на величину среднего квадратического отклонения как основного показателя вибронагруженности, но и влияние жесткости шин и расстояния между осями автотранспортного средства. Все это позволит свести достаточно дорогостоящие натурные испытания лишь к подтверждению расчетных результатов.

В связи с этим, целью диссертационной работы является: разработка прикладных методов и средств исследования динамики дорожных грузовых автомобилей, позволяющих на ранних стадиях проектирования и модернизации изделий минимизировать вибронагруженность несущих систем путем рационального выбора характеристик СП и конструктивных параметров автомобиля.

Объектом исследования является система подрессоривания дорожного грузового автотранспортного средства, основные массовые и геометрические характеристики которого известны, осуществляющего перевозку грузов специального назначения с различной скоростью в условиях случайного нагружения.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

Обобщение имеющейся информации об условиях эксплуатации грузовых автомобилей и формирование расчетного способа задания пространственного случайного дорожного воздействия.

Формирование расчетной модели, описывающей динамику движения грузовых автотранспортных средств при случайном дорожном воздействии.

Модель ориентирована на исследование динамической нагруженности несущей системы проектируемого изделия.

3) Разработка методики условной оптимизации СВ ГАТС по критерию вибронагруженности несущей системы автомобиля 4) Анализ и обобщение результатов экспериментальных стендовых исследований и сопоставление их с различными результатами моделирования вариантов несущей системы.

5) Разработка рекомендаций и внедрение результатов в практику конструкторского отдела ОАО «КАМАЗ» при модернизации грузового автомобиля КАМАЗ-5308.

ФОРМИРОВАНИЕ РАСЧЕТНОЙ МОДЕЛИ ДИНАМИКИ

ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВЫХ АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ,

ПЕРЕВОЗЯЩИХ ГРУЗЫ СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ ПРИ

СЛУЧАЙНОМ ВОЗДЕЙСТВИИ

Для анализа процесса движения автомобиля по дорогам различного типа и разработки методики выбора проектных параметров системы подрессоривания необходимо составить математическую модель колебательного процесса, которая позволит посредствам математических зависимостей описать действие технического объекта в окружающей среде. Согласно определению, данному А.

А. Ляпуновым математическое моделирование – это опосредованное практическое и теоретическое исследование объекта, при котором непосредственно изучается не сам интересующий нас объект, а некоторая вспомогательная искусственная или естественная система, которая:

1) находится в некотором объективном соответствии с познаваемым объектом;

2) способна замещать его в определенных отношениях;

3) дает при ее исследовании, в конечном счете, информацию о самом моделируемом объекте.

Таким образом, для составления математической модели нам необходимо для начала определить схему, наиболее точно характеризующую процесс движения автотранспортного средства, а затем составить ряд математических зависимостей, описывающих ее работу.

В ходе исследований принимались во внимание двухосные и трехосные грузовые автомобили, которые в зависимости от типа и назначения, а также от характера груза могут быть представлены в следующих вариантах исполнения, проектирования изделия (рисунок 2.1):

предназначенную для установки разнообразных кузовов в зависимости от характера перевозимого груза;

Магистральный автомобиль-тягач, предназначенный для перевозки грузов в составе полуприцепа.

Рисунок 2.1. Расчетная схема двухосных и трехосных автомобилей в Основными массово-геометрическими параметрами расчетной схемы являются: массовые и геометрические характеристики навесного оборудования ; распределенная масса рамы и ее геометрические размеры – длина, ширина (рисунок 2.1-б); массовые характеристики ступиц мостов с тормозами ; колесная база L соответствующего исполнения и массовая характеристика мостов ; величина, характеризующая в исполнении длину грузовой платформы, в исполнении 2 длину седельного устройства; масса перевозимого груза включая массу грузовой платформы (или, в исполнении 2, включая подрессоренную массу снаряженного полуприцепа); положение центра тяжести груза ; характер распределения груза ) вдоль грузовой платформы в исполнении 1 и соответствующее значение сосредоточенной силы. В исполнении 2 усилие, приходящееся на узел крепления полуприцепа к седельному устройству, принимается сосредоточенным в точке А. При этом усилие определяется исходя из значения приведенной подрессоренной массы полуприцепа, расположенной над задними подвесками снаряженного автомобиля-тягача. Приведенная подрессоренная масса полуприцепа от задней оси полуприцепа до центра тяжести снаряженного автомобиля-тягача;

– расстояние от передней оси автомобиля до задней оси полуприцепа.

ОБОБЩЕНИЕ ИМЕЮЩЕЙСЯ ИНФОРМАЦИИ О

ДОРОЖНЫХ УСЛОВИЯХ ЭКСПЛУАТАЦИИ ДЛЯ ГРУЗОВЫХ

АВТОМОБИЛЕЙ, ПЕРЕВОЗЯЩИХ ГРУЗ СПЕЦИАЛЬНОГО

НАЗНАЧЕНИЯ

Для оценки колебаний автотранспортных средств необходимо располагать информацией о характеристиках не только динамической системы, но и источника возмущений, то есть о дорожной поверхности, по которой оно совершает движение. Такую информацию можно получить с помощью исследования возмущения – рельефа дороги, выраженного в функции времени.

При этом нужно иметь в виду, что в различные моменты времени автомобиль двигается по дорогам различного типа и с различной скоростью, а установить определенную закономерность во встречающихся на ее пути неровностях практически невозможно, так как это случайное явление, а взаимодействие машины с дорогой будет являться случайным событием. Таким образом, можно сказать, что и функция возмущения является случайной функцией со случайными значениями амплитуд колебаний.

Как было сказано в главе 1, профиль дороги, с учетом воздействия его на автомобиль, делится на три составляющие: макропрофиль, микропрофиль и шероховатости. При исследовании колебаний автомобиля наиболее удобным является использование в качестве функции возмущения микропрофиля, так как его можно считать стационарным и эргодичным случайным процессом с нормальным законом распределения и амплитудой, не превышающей 1м, а отсутствие в его реализации шероховатостей существенно упрощает практическое использование.

Если рассматривать одну запись случайной функции продольного микропрофиля дороги, то речь будет идти об ее реализации, а повторные записи подобного участка образуют совокупность реализаций. Если обозначить движение автомобиля как равномерное и учесть, что x vt, то можно перейти от случайной функции к случайному процессу. Тогда случайный процесс q(x) – совокупность бесконечного числа реализаций, x.

являются: математическое ожидание микропрофиля, среднее квадратическое отклонение и дисперсия ординат, а также корреляционная функция и спектральная плотность процесса.

Математическое ожидание – среднее значение ординаты микропрофиля дороги, отсчитываемое от некоторой горизонтали [108]:

где l – длина участка дороги.

В дальнейшем удобно центрировать случайную функцию, что позволяет принимать математическое ожидание z д.ср 0, другими словами отсчитывать ординаты микропрофиля от среднего значения.

охарактеризовать разброс случайной величины относительно ее среднего значения:

Среднее квадратическое отклонение:

координатами микропрофиля по длине участка дороги:

По сути, в выше представленной формуле корреляционной функции, характеризует как длину участка дороги, так и величину смещения.

нормированной корреляционной функции :

Все нормированные корреляционные функции носят убывающий в различной степени характер. Благодаря этому их можно разделить на: быстро преобладанием выступов и впадин (булыжное покрытие); медленно убывающая монотонная функция, характеризующая дороги с преобладанием неровностей в виде длинных волн (цементобетонное, асфальтовое покрытия); сложная функция, представляющая сумму монотонно убывающей и колебательной функции, характеризующая дорожную поверхность с появлением волн преобладающей частоты (сильно изношенная, деформированная поверхность).

Наряду с приведенными выше характеристиками широко используется такая характеристика статистических свойств как спектральная плотность.

Спектральная плотность высот неровностей характеризует частотный состав микропрофиля поверхности, то есть дает представление о преобладающих частотах при случайном процессе. Основной аргумент спектральной плотности – «частота дороги»:

где L – длина неровности, – частота колебаний, вызываемых неровностью дороги (с-1), v – скорость автомобиля (м/с).

преобразованием Фурье [124], то есть:

Используя обратное функциональное преобразование Фурье, можно в свою очередь получить корреляционную функцию:

Корреляционная функция также как и функция спектральной плотности дают одинаково полную информацию о случайном процессе. Однако именно спектральную плотность используют для анализа и расчетов колебаний автомобиля при случайных воздействиях, так как именно она более полно характеризует частотные составляющие.

Во время расчетов появляется удобнее переходить от случайной функции qд(l) к случайному процессу qд(t), что приводит к необходимости переходить функции:

Для спектральной плотности:

Таким образом, можно перейти непосредственно к моделированию микропрофиля, которое будет осуществляться в зависимости от выбранного вида математического описания дорожной поверхности. Оценить дорогу можно несколькими способами.

Представление статистически с помощью спектральной плотности ординат уместно, когда речь идет о непрерывно чередующихся неровностях случайных размеров.

При детерминистической оценке, то есть в случае волнообразной или единичной неровности, микропрофиль рассматривают как сочетание отдельных неровностей, характеризующихся длиной, высотой, формой и чередованием. В связи с тем, что автомобильная шина обладает сглаживающей способностью, можно считать профиль неровностей синусоидальным относительно средней линии неровности. Относительно плоскости дороги кривая будет смещена на величину q0 (рис. 2.3.1).

Рисунок 2.2. Неровность синусоидального профиля Для текущего значения qz уравнение профиля неровности имеет вид:

где q0 – амплитуда неровностей дороги, L – длина дорожной неровности.

Если движение автомобиля равномерное l vt со скоростью v (м/с) за время t (с), то При единичных неровностях понятие частоты, как таковое, теряет смысл. В этом случае частоту связывают со временем проезда нервности или продолжительности действия возмущения В некоторых исследованиях за профиль единичной неровности принимают полуволну синусоиды:

Анализ и сравнение колебаний, вызванных единичной неровностью и колебаний, вызываемых гармоническим возмущением, показали относительно небольшое и незначительное отличие, поэтому в данных случаях возможно применение микропрофиля как синусоидальной поверхности.

Автотранспортное средство, передвигаясь по дорогам любого типа, никогда не может быть застраховано от проезда каких-либо единичных неровностей, поэтому, безусловно, необходимо рассматривать данный вид воздействия при проектировании систем подрессоривания. В целом же имеет смысл использовать конкретную реализацию случайного микропрофиля дороги. Для получения такой реализации необходимо произвести замер неровностей дорожной поверхности непосредственным или косвенным методом.

При использовании косвенного метода записываются колебания некоторой динамической системы при проезде по неровностям, при непосредственном методе – ординаты профиля дороги. Запись может производиться как непрерывно, так и дискретно, то есть с определенным шагом. Непосредственная запись проводится или методом нивелирования или путем прокатывания щупа по неподвижной балке с последующей ее перестановкой. Таким образом, можно получить достаточно точную информацию о длинных и коротких неровностях, однако это будет весьма трудоемко. Преимуществом же косвенных методов записи, проводящихся при эксплуатационных скоростях, является большая производительность. Сущность таких методов заключается в прокатывании некоторой динамической системы по исследуемому участку, колебания которой фиксируются и записываются.

Для расчета колебаний исходными данными являются ординаты участка дороги, заданные с определенным шагом. Недостатком при этом является очень большой объем числового материала, вводимый в вычислительную программу, даже при условии движения с постоянной скоростью. В связи с этим распространено использование в расчете спектральной плотности ординат микропрофиля, которую можно найти либо экспериментально с помощью специального набора фильтров с необходимыми характеристиками, обеспечивающими точность расчета, либо опытным путем с использованием корреляционной функции.

Суть описания дорожной поверхности с помощью корреляционной функции заключается в том, что найденную опытным путем кривую аппроксимируют каким-либо выражением. В основном корреляционные функции описываются следующими выражениями [1, 5 – 8]:

В представленных выше формулах 21 – 23 l – величина сдвига по пути, А1, коэффициенты, характеризующие затухание корреляционной функции, 0q – коэффициент, характеризующий периодическую составляющую микропрофиля.

случайного процесса и преобладании неровностей длиной s 2, а также наличии относительного максимума при частоте 0q.

образом:

Таким образом, спектральная плотность воздействия представляется формулой [124] автомобиля не требует высокой точности использования спектральной плотности дорожного покрытия, поэтому достаточно часто встречается ее упрощенное выражение [133] Для вычисления спектральной плотности возмущения в формуле (26) спектральной плотности высот необходимо произвести замену:

где a – постоянный коэффициент, соответствующий значению спектральной плотности дороги при минимальной волновой частоте, b – показатель степени, представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1. Параметры спектральной плотности микропрофиля Отметим, что при решении задачи поиска оптимальных параметров системы подрессоривания автомобиля необходимо анализировать большое количество вариантов виброзащитных систем, что является очень трудоемкой работой с точки зрения затрат машинного времени.

В настоящее время применяются различные способы моделирования реализаций случайных процессов [124].

распределением, необходимо иметь линейное преобразование стационарной последовательности xk независимых случайных чисел в последовательность qk.

При этом случайная последовательность xk подается на вход дискретного линейного фильтра, формирующего на выходе дискретный случайный процесс с заданной корреляционной функцией. Рассмотрим более подробно алгоритм формирования реализаций случайного процесса.

Для корреляционной функции (21) уравнение формирования ординат микропрофиля получают по формуле:

где h – шаг дискретизации, x kN – значения нормально распределенной случайной величины XN с параметрами m x 0 и x 1.

Для корреляционной функции (22) уравнение формирования ординат микропрофиля получают по формуле:

В случае представления корреляционной функции случайного процесса в виде суммы выражений (22) и (23), то есть выражением (21), значение ординат микропрофиля вычисляется формулой (29), причем x kN в этих формулах должны быть независимыми последовательностями нормально распределенных величин с параметрами m x 0 и x 1.

плотность амплитуд колебаний автомобиля получается с помощью выражения корреляционной функции воздействия (21), при этом коэффициенты, входящие в него и характеризующие различные типы дорог, представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2. Значения коэффициентов аппроксимации корреляционной

2.2. СПОСОБ ФОРМИРОВАНИЯ ПРОСТРАНСТВЕННОГО

СЛУЧАЙНОГО ДОРОЖНОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ

Для спектрального анализа пространственной колебательной системы при проведении динамических расчетов необходима пространственная модель дорожного воздействия, задаваемая с помощью матрицы взаимных спектральных плотностей с учетом следующих допущений:

Колеса имеют двустороннюю связь с дорогой, то есть не отрываются от опорной поверхности в процессе колебаний;

Контакт колеса с дорогой точечный;

Рассматриваются вертикальные составляющие воздействия.

Формируя пространственное дорожное воздействие, требуется взаимная спектральная плотность микропрофиля по двум колеям. Для ее получения можно воспользоваться зависимостью Доддса [133], полученной исходя из гипотезы изотропности поля дорожного воздействия. Согласно этой зависимости, взаимная корреляционная функция микропрофиля по двум колеям Rv(t) получается из автокорреляционной функции поверхности (рисунок 2.3):

где В – ширина колеи автомобиля, v – скорость движения.

Рисунок 2.3. Схема профиля дороги с учетом правой и левой колеи Для получения взаимной спектральной плотности, которая должна удовлетворять условию для функции когерентности, используем преобразование Фурье:

Отметим, что задавая пространственное воздействие на автомобиль с помощью известных скорости движения, колесной базы и статистических характеристиках, замеренным по одной колее, необходимо учесть запаздывание между передним и задним мостами автомобиля.

Пусть передаваемый сигнал представляет собой стационарный случайный процесс x(t) с нулевым средним значением. Предположим, что принимаемый сигнал тоже стационарен и имеет нулевое среднее:

распространения сигнала с; n(t) – некоррелированный шум на выходе с нулевым средним (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4. Схема распространения сигнала в задаче определения Функция взаимной спектральной плотности с учетом запаздывания имеет вид:

спектральной плотности с учетом правой и левой колеи.

Теперь зададим наиболее удобную нумерацию точек воздействия согласно рисунку 2.4 и представим его в виде матрицы взаимных спектральных плотностей:

Рисунок 2.5 Порядок нумерации точек воздействия При непосредственном построении матрицы необходимо пользоваться микропрофиля (37).

В связи свыше сказанным в ходе исследований, как часть сквозного математический способ приложения пространственного случайного воздействия на автомобиль со стороны дорожной поверхности, принципиальная схема которого представлена на рисунке 2.6.

Рисунок 2.6. Способ формирования пространственного случайного При непосредственном формировании дорожного воздействия с помощью программы ВОЗДЕЙСТВИЕ имеющиеся аппроксимации спектральных плотностей для дорог каждого из трех типов вводим в программу, в результате чего получаем текстовый командный файл, который при запуске в пакете ANSYS позволяет сформировать матрицу спектральных плотностей, а также построить графики спектральных плотностей колебательной системы автомобиля. На рисунке 2.7 представлен фрагмент программы ВОЗДЕЙСТВИЕ.

Рисунок 2.7. Входные параметры программы ВОЗДЕЙСТВИЕ для движения автомобиля по асфальтобетонному покрытию со скоростью 60 км/ч

ОСНОВНЫЕ ДОПУЩЕНИЯ И ФОРМИРОВАНИЕ

ДИНАМИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ДИНАМИКИ ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВЫХ

АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Автомобиль является сложной динамической системой состоящей из подрессоренных частей, представляющих распределенную массу, совершающую в процессе движения по дорогам различного типа вертикальные, продольноугловые и поперечно-угловые колебания на двух или более упругих опорах, называемых неподрессоренными частями.

Основываясь на большом количестве исследований, опираясь на ряд стандартов и норм, а также руководствуясь многолетним опытом кафедры в области исследований динамики грузовых автомобилей, можно сказать следующее.

Оценка вибронагруженности несущих элементов производится по СКО вертикальных виброускорений в характерных точках кузова. Собственные формы вертикальных колебаний подвесок находятся в диапазоне частот от 1 - 2 Гц.

Собственные формы продольно-угловых и вертикальных колебаний рамы: 1 - Гц. В диапазоне частот 0,7 - 22,4 Гц, где рекомендуется проводить исследования динамики системы «Дорога – система подрессоривания – рама – кабина – водитель» находятся также собственные формы крутильных и изгибных колебаний рамы: 7 - 9 Гц. Собственные формы колебаний кабины лежат в диапазоне частот 16 - 18 Гц. При этом основной вклад в оцениваемую характеристику вибронагруженности вносят именно собственные формы продольно-угловых и крутильных колебаний кузова и подвесок. А значит имеет смысл исследования проводить в диапазоне 1 – 4 Гц.

представленная на рисунке 2.8, позволяет осуществлять передачу пространственного усилия от дорожного полотна к опорным элементам автомобиля в процессе движения, а также оценивать распределение вибрационных нагрузок при различных условиях нагружения по длине несущей рамной конструкции.

Рисунок 2.8. Расчетная модель динамики движения грузового автомобиля Для анализа распределения вибрационных нагрузок по длине несущего элемента необходимо: знать тип СП, а также ее структурную схему (рисунок 2.2);

основные жесткостные и демпфирующие параметры подвесок ; радиальную жесткость шин ; весовые характеристики, приходящиеся на раму автомобиля от навесного оборудования и перевозимого груза – нагрузка на ведущую ось; – осевые нагрузки гружного ГАТС. Важными режимными параметрами для динамического анализа конструкции ГАТС являются параметры, определяющие: вертикальное воздействие на опорные точки со стороны дорожного покрытия, по которому эксплуатируется проектируемое изделие, ;

промежуток расчетных значений скорости движения, соответствующий конкретному типу дорожного покрытия [ ]; реакции, возникающие при передаче воздействия от дорожного полотна к раме автомобиля.

Обозначим ряд условий и допущений, принимаемых при разработке расчетной динамической модели.

рассматривается автомобиль полной массы, кузов симметричен относительно продольной оси х, деформациями рамы на кручение и изгиб пренебрегаем;

характеристики амортизаторов и радиальные нагрузочные характеристики шин линеаризуются;

сухое трение в рессорах и элементах подвески приводится к вязкому;

расположен в продольной плоскости, в рамках отработки предлагаемой методики центр тяжести равномерно распределенного груза соответствует его геометрическому центру тяжести;

учитывается только вертикальное воздействие, поперечными и продольными реакциями дороги пренебрегаем;

оси мостов движутся в плоскостях, перпендикулярных к плоскости рамы, а их моменты инерции относительно осей вращения колес равны нулю;

контакт шины с дорогой точечный, учитывается только одна сила, характеризуемая ординатой дорожной поверхности под центром колеса;

колеса имеют двухстороннюю связь с дорогой, то есть отрыв колеса от дороги отсутствует.

Для пояснения некоторых допущений необходимо отметить следующее.

Представленная на рисунке 2.8 динамическая система обладает достаточно большим количеством степеней свободы, однако при решении практических задач в основном ограничиваются моделированием только трех движений кузова:

поступательного вдоль оси z и вращательных относительно осей x и y. Таким образом, у подрессоренной части автомобиля можно обозначить три степени свободы. Первая степень свободы определяется координатой z, то есть вертикальным движением кузова на рессорах вместе с центром масс. Вторая степень свободы определяется обобщенной координатой, которая характеризует продольно-угловые колебания, то есть повороты кузова относительно оси у.

характеризующей поперечно-угловые колебания кузова относительно оси х.

Тогда динамическая модель автомобиля представляет собой систему с семью или, в случае многоосного автомобиля, более степенями свободы. В общем, это означает, что колебания неподрессоренных масс сводятся к колебаниям колес автомобиля. Будем считать, что n – количество колес с одного борта, тогда число дополнительных обобщенных координат равно 2n, или общему количеству колес, а значит, в случае учета колебаний неподрессоренных частей автомобиля, число степеней свободы будет составлять (2n+3).

Рассмотренная динамическая модель приводит к очень сложной и громоздкой математической модели, использование которой в процессе проектирования автотранспортного средства требует больших затрат времени.

Однако в нашем случае на раннем этапе проектирования, возможно применение более простых динамических моделей. В связи с выше сказанным, а также учитывая принятое допущение о симметричности системы подрессоривания относительно продольной оси х, что соответствует большинству автомобилей, можно рассматривать колебания в продольной плоскости для системы с тремя степенями свободы, и в поперечной – с двумя степенями свободы, независимо друг от друга. Более того, примем условие движения по дорожным поверхностям относительно ровным и не имеющим явных и оказывающих существенное влияние на итоговый результат отличий между воздействием со стороны правой и левой колеи. Поэтому возможно рассматривать и анализировать две независимые динамические схемы продольно-угловых и поперечно-угловых колебаний представленные на рисунке 2.9, где представлена схема применимая как для двухосного так и для многоосного автомобилей. Так в случае трехосного автомобиля, нагрузка, передаваемая задним осям от поверхности дороги, будет распределяться равномерно между ними. При этом колебания второй и третей оси будут зависимы, а нагрузка на тележку будет передаваться через ось крепления балансира, которая делит расстояние между осями в большинстве случаев практически пополам.

На данном рисунке принято Gн1, Gн2 – передняя и задняя осевые нагрузки от неподрессоренных масс, Gп – вес подрессоренных частей автомобиля, kш1, kш2 – суммарный коэффициент демпфирования в шинах передних и задних мостов, сш1, сш2 – суммарный коэффициент радиальной жесткости в шинах передних и задних мостов, а в случае трехосного автомобиля речь будет идти об удвоенных значениях суммарных коэффициентов жесткости, то есть, 2 сш2, kр1, kр2 – суммарный коэффициент демпфирования упругого элемента передней и задней подвесок, ср1, ср2 – суммарный коэффициент жесткости упругого элемента передней и задней подвески, К1, К2 – колея передних и задних колес, lп – расстояние от передней оси до центра тяжести подрессоренных частей автомобиля, bп – расстояние от задней оси до центра тяжести подрессоренных частей автомобиля, bп1, bп2 – расстояние от центра тяжести до второй оси и от второй оси до третей оси автомобиля, z – координата, характеризующая положение статического равновесия подрессоренной массы весом Gп, zн1, zн2 – координаты, характеризующие положение статического равновесия неподрессоренных передней и задней частей автомобиля, zд1, zд2 – координаты, характеризующие положение линии математического ожидания микропрофиля дороги.

Рисунок 2.9. Динамическая система подрессоривания автомобиля: а) – в продольной плоскости; б) – передняя часть автомобиля в поперечной плоскости. I – с учетом демпфирования в шинах; II – без учета демпфирования в шинах; III – Кроме того, при расчетах колебаний имеет смысл, в связи с малостью, пренебречь демпфированием в шинах, так как проектируемое автотранспортное средство движение осуществляет по, сравнительно, хорошим дорогам и никаких особенных нагрузок на шины возникать не будет. Расчеты показывают [133], что если принять k ш 0, то среднее квадратическое значение ускорений масс и деформаций упругих элементов будут иметь погрешность 5 – 10% в зависимости от типа дорог и скорости движения. Высокое же значение демпфирования в специальных шинах оказывает значительное влияние на колебания автомобиля.

Таким образом, мы можем перейти от схем, представленных на рисунке 2.9 – I к схемам, представленным на рисунке 2.9 – II.

Представленные системы можно, в свою очередь, разбить на две независимые системы с двумя и тремя степенями свободы каждая при условии равенства коэффициента распределения масс y 1, который зависит от радиуса инерции и расстояний от центра тяжести до передней и задней осей (рисунок 2.9 – III).

Отметим также, что при значениях y 0,8... 1,2, колебания подрессоренной несвязанными, а при значениях y 0,7... 0,8 и y 1,2... 1,4 взаимосвязь этих колебаний проявляется очень слабо.

экономичного с точки зрения затрачиваемого времени решения поставленных ранее вопросов для начала имеет смысл упрощать сложную пространственную динамическую систему до рассмотрения отдельной более простой системы (рисунок 2.9). Это связано с возникновением в пространственной модели колебаний вдоль всех координатных осей и вокруг них, что говорит о сложном пространственном движении, в котором можно выделить наиболее четкие и преобладающие колебания.

Выше представленные плоские схемы использовались в работах А. А.

Силаева, А. А. Хачатурова, Р. В. Ротенберга, А. А. Яблонского, И. Г.

Пархиловского, И. Н. Успенского, Я. М. Певзнера, Ю. Б. Беленького и других.

Однако эти авторы рассматривали движение автомобиля в основном по детерминированным неровностям, то есть гармоническим или единичным и не решали подробно задачу подбора оптимальных проектных параметров системы подрессоривания при условии нелинейности ее характеристик и случайном воздействии.

Более сложные системы при случайном воздействии рассматривались в работах В. В. Новикова, Д. А. Домнина, Н. В. Ага и других, однако этими авторами велась работа по улучшению системы подрессоривания за счет добавления конструктивных элементов, повышающих ее виброзащитные свойства.

МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОСТРАНСТВЕННОЙ МОДЕЛИ

АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ