автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Методология прогнозирования управляемости колесной машины

На правах рукописи

Ходес Иосиф Викторович

003054142

МЕТОДОЛОГИЯ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ УПРАВЛЯЕМОСТИ КОЛЕСНОЙ МАШИНЫ

05.05.03 - колесные и гусеничные машины

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Волгоград - 2007

003054142

Работа выполнена в Волгоградском государственном техническом университете

Научный консультант доктор технических наук,

профессор Ревин Александр Александрович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор Котиев Георгий Олегович, доктор технических наук, профессор Кушвид Рубен Петрович, доктор технических наук, профессор Кравец Владислав Николаевич.

Ведущая организация: Научно-исследовательский центр по испытаниям

и доводке автомототехники ФГУП «НИЦИАМТ»

Защита диссертации состоится «25» мая 2007г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212.028.03 при Волгоградском государственном техническом университете по адресу: 400131, г. Волгоград, проспект им. В.И. Ленина, 28.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан «21» февраля 2007г.

Ученый секретарь диссертационного совета

<9/7

В. А. Ожогин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В ряду эксплуатационных свойств управляемость У является важнейшим, характеризующим стабилизацию движения, точность воспроизведения траектории, курсовое направление, определяющее производительность и активную безопасность АТС. Для оценки качества У имеются численные теоретические показатели: граничные условия управляемости - устойчивости по A.M. Ляпунову; критическая скорость по Е.А. Чудакову и Д.А. Антонову; коэффициент чувствительности к повороту A.C. Литвинова; запас устойчивости автомобиля по Л.Л. Гинцбур-гу; обобщенная силовая диаграмма по C.B. Бахмутову; имитационные методы по Р.П. Кушвиду, A.C. Горобцову. Однако прямых оценок точности воспроизведения траектории не предусмотрено.

Известны экспертно - экспериментальные методы определения показателей управляемости ГОСТ Р 52.302-2004 (скорость самовозврата рулевого колеса PK, остаточный угол и заброс PK, время стабилизации, средняя скорость корректирующих поворотов, характеристики при маневрах переставка и т.д.). При этом требуется штат экспертов, водителей - испытателей, технические объекты, средства испытаний, полигон. Получаемые оценки - достоверны, однако остаются косвенными, пути улучшения интуитивными, результаты, порой - противоречивыми. Поэтому считаем целесообразным и актуальным обоснование методологии комплексного прогнозирования прямых показателей управляемости.

Цель работы. Состоит в повышении технического уровня колесной машины, ее активной безопасности на основе комплексного метода аналитического прогнозирования управляемости, предусматривающего: а) прямую оценку и целенаправленное формирование свойств управляемости на стадии проектирования, б) доступность результата в инженерной практике, в) сокращение экспериментальных исследований, г) повышение безопасности за счет последующей компьютеризации машины с предупреждением водителя об опасности задаваемого режима.

Объект исследования. Двухосные колесные машины категорий Ml, N1 и тракторы в транспортном режиме, в том числе, с навешенным оборудованием.

Научная новизна. Заключается в разработке теории и обосновании методологии прогнозирования и формирования показателей управляемости, позволяющих напрямую и комплексно оценивать динамическое искажение траектории сопоставлением кинематической траектории, задаваемой, в том числе, тестовым периодическим поворотом управляемых колес (за период или его части) и динамически воспроизводимой при сопутствующих свободных и вынужденных поперечных колебаниях. Динамическое искажение траектории учитывает: изменение кривизны, снос, кинематическую и динамическую неопределенность на участке рулевого привода, задержку реакции машины в продольном направлении, влияние деформации подвески опорных осей, остаточное несоответствие развала схождению. Оценка выполняется с учетом внешних условий в наиболее напряженных режимах движения: а) прямолинейное с максимальными скоростями и сопутствующим подруливанием, б) вход в поворот, в) «переставка», обгон, г) внезапный объезд препятствия (рывок руля).

Разработанный метод имеет новизну составляющих и содержит:

1. Статистическое определение остаточного дестабилизирующего момента и анализ его составляющих.

2. Обоснование аппроксимирующей функции для описания периодического кинематического возмущения входа в процесс колебаний (подруливаний).

3. Математическое описание кинематического курсового направления и траектории движения в функции от поворота УК.

4. Определение центробежной силы в конечных квадратурах для динамического процесса с учетом изменения коэффициентов увода опорных осей, их боковой жесткости, скорости движения, переменного радиуса.

5. Обоснование соотношения упругих свойств пневмошины по коэффициентам сопротивления уводу и боковой жесткости.

6. Аналитическую оценку коэффициентов усиления от возмущающих поперечных сил и момента на реакции колес опорных осей с учетом: угла крена, перераспределения нормальных реакций на колеса в составе оси при сопутствующем процессе колебаний на собственной и вынужденной частотах, кинематической связи остова с подвеской.

7. Анализ совместного влияния кинематической и динамической неопределенности рулевого привода на искажение траектории.

8. Оценку искажения с учетом деформации подвески и оценку поперечных ускорений.

9. Оценку критической скорости по устойчивости и ограничению опорного коридора движения.

На уровне изобретения дан пример прогрессивного выполнения подвески колес с компенсацией углового увода от горизонтальных поперечных реакций вместо реакции на вертикальные перемещения.

Реализована схема стенда для адаптивной подстройки схождения УК к углам развала, поперечного, продольного наклона и пр. с минимизацией бокового скольжения.

Достоверность результатов основана на последовательных переходах от физической картины взаимодействия РК, УК и машины к адекватным динамической и математической моделям. Предварительным численным анализом обоснованы звенья, составляющие динамическую модель. Количественный анализ составляющих масс и их упругих связей в поперечном направлении позволил объединять их при малой массе и большой жесткости, учитывая подрессоренную и неподрессоренную массы в угловых перемещениях вертикальной плоскости. Это позволило, не теряя точности из-за упрощения динамической модели, обеспечить доступность расчета в инженерной практике.

Математическая модель основана на фундаментальных законах механики и теории колебаний с привлечением уравнений Лагранжа второго рода, последующим упрощением до суммы сил и моментов и принципа Даламбера о равенстве работ в замкнутой системе на возможных перемещениях. Учтены кинематические связи вертикальных перемещений в подвеске с углом доворота УК. Записи дифференциальных уравнений при решении в конечных квадратурах приводились к стандартному виду, описанному в справочной литературе. Результаты проверялись на основе анализа размерности с оценкой порядка и величины. Точность результирующих показателей управляемости зависит, в основном, от точности исходных величин.

Экспериментальные работы по определению нагруженности деталей рулевого привода выполнялись тензометрированием. Расхождение экспериментальных и рас-

4

четных величин находилось в пределах 6,5 - 12%. Экспериментальное определение поперечной жесткости опорной оси находилось измерением силы и перемещения. Определение парциальных собственных частот и параметров затухания поперечных колебаний выполнялось прибором BP - 1 десяти объектов с предельной ошибкой до 15%. Статистические оценки угловых перемещений рулевого колеса выполнялись посредством прибора «СПр-2000», подключенному к диагностическому разъему автомобиля класса D «Renault Laguna И».Это позволило на уровне доверительного интервала 99% иметь ошибку до 5%. Боковые смещения машины в дорожных испытаниях относительно прогнозируемых составили 15%, виртуальных на основе комплекса ФРУНД - 20% и прогнозируемых относительно виртуальных - 6%.

Практическую ценность работы составляют: а) комплексный аналитический метод прогнозирования показателей, численно оценивающих качество управляемости на стадии проектирования; б) возможность формирования упруго-массо-геометрических параметров связей остова, подвески, рулевого привода и неограниченное сопоставление с любым количеством моделей машин, что сокращает трудоемкость и продолжительность последующих экспериментальных исследований; в) возможность регламентации допусков на конструктивные элементы, составляющие управляемую ось, на основе анализа дестабилизирующего остаточного момента и обоснование требований к комплектующим пневмошинам; г) уточненная методика определения граничных условий управляемости по критической скорости с учетом смещений от изменения кривизны траектории, сноса, задержки реакции в продольном направлении, динамической и кинематической неопределенности рулевого привода, крена машины, что полезно особенно при анализе ДТП, несоответствия регулировок развала и схождения, влияния подвески на довороты опорных осей.

Реализация результатов работы состоит в использовании рекомендуемого метода расчета комплексных показателей свойств управляемости в конструкторско-исследовательских отделах предприятий:

а) ОАО ВгТЗ (Волгоградский тракторный завод) при разработке и модернизации параметров конструкции управляемого моста перспективного колесного трактора ВгТЗ-НАТИ класса 3.

б) ОАО «КАМАЗ» использованы рекомендации по определению массо-геометрических параметров общей компоновки автомобилей КамАЗ-4307, КамАЗ-4308, КамАЗ 5360 с колесной формулой 4x2.

в) ОАО «ИЖ-Авто» выполнено сопоставление качества управляемости и предельного состояния по устойчивости автомобилей ИЖ-2126, ИЖ-21261, ИЖ-2717, ИЖ-27171, намечены пути совершенствования моделей ИЖ-2717, ИЖ-27171.

г) ОАО «УАЗ» на основе рекомендаций выполнен анализ и определены составляющие дестабилизациопных свойств из-за рассеяния геометрических параметров установки управляемых колес, дана оценка критической скорости для предлагаемых условий движения автомобилей UAZ Hunter, UAZ Patriot.

д) ОАО Волжский автобусный завод предполагает получить для автобусов «Волжанин» показатели управляемости по критической скорости, углу крена в режиме прямолинейного движения с подруливанием.

е) ОАО Волгоградский завод транспортного машиностроения выполнено определение показателей управляемости для перспективной модели низкопольного

уменьшенной массы троллейбуса «Диагон» и ВЗТМ-5284 с определением критической скорости, угла крена, боковых смещений, курсового направления.

ж) ОАО «Пумас-Автосервис» использует рекомендации при анализе рекламаций по причине монотонного увода или неустойчивого курсового направления.

з) Автономная некоммерческая организация «Профессиональная экспертиза» использует расчетные соотношения показателей управляемости при анализе ДТП.

и) Рекомендуемый комплексный метод и прогнозируемые показатели У используются в учебном процессе при подготовке студентов ВолгГТУ, а также в исследовательских работах магистров, аспирантов, инженеров.

Апробация работы. Основные положения и результаты исследования докладывались и обсуждались на конференциях, семинарах, совещаниях международного, республиканского, регионального и вузовского уровней: Прогресс транспортных средств и систем - 2002: Международная научно-техническая конференция, Волгоград, 8-11 октября 2002 г./ ВолгГТУ и др.- Волгоград, 2002; 7-10 сентября 1999 г./ ВолгГТУ и др. - Волгоград, 1999г.; Прогресс транспортных средств и систем-2005, 20-23 сентября, Волгоград, 2005г.; Эффективность реализации научного ресурсного и промышленного потенциала в современных условиях: Третья Промышленная конференция, 24-28 февраля 2003 г. / п. Славское, Карпатье-Киев: УИЦ «Наука. Техника. Технология», 2003 г.; V региональная конференция молодых исследователей Волгоградской области, Волгоград, 21-24 ноября 2000 г.; Наземные транспортные системы: Межвузовская Конференция: / ВолгГТУ и др. - Волгоград 2001 г.; Проблемы машиностроения и технологии материалов на рубеже веков: VIII Международная научно-техническая конференция 4.1- Пенза: ПГУ, 2003 г.; Эффективность реализации научного ресурсного и промышленного потенциала в современных условиях: Третья Промышленная конференция, 24-28 февраля 2003 г. / п. Славское, Карпаты- Киев: УИЦ «Наука. Техника. Технология », 2003 г.; Современные тенденции развития автомобилестроения в России: Всероссийская научно-техническая конференция - Тольятти: ТГУ, 2003 г.; Вопросы проектирования и эксплуатации наземного колесного транспорта: Межвузовская научно-техническая конференция / Тверской государственный технический университет - Тверь, 2001 г.; ежегодные научно-технические конференции ВолгГТУ (Волгоград 1998-2005; Международная научно-техническая конференция «Автомобили. Проблемы развития и эксплуатации» (Якранка, Польша, 1998, 1999,2005); семинары кафедры «Автомобиле- и тракторостроение» ВолгГТУ, 2005г; выездной совет УМО по специальности «Автомобили и тракторы», Волгоград, 22 сентября 2005г, «НИ1ДИАМТ» 7-8 июня, 31 октября 2006г, конференция 22-24 ноября 2006г. МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 53 работы, в том числе 1 монография, 4 учебных пособия, 14 статей в журналах, входящих в «Перечень ВАК РФ для публикации трудов соискателей ученых степеней», 1 патент и 1 авт. свид.

Структура и объем. Диссертация состоит из введения, одиннадцати глав, заключения и библиографического списка. Содержание изложено на 377 с. текста, включая 82 иллюстраций, 15 таблиц, списка литературы из 140 названий, включая 13 зарубежных.

Основные положения, выносимые на защиту: 1) обоснование методологии формирования оценки управляемости машины путем сопоставления задаваемой периодически изменяемой тестовой траектории и динамическим ее воспроизведением;

6

2) динамическая модель, в которой поперечная эластичность пневмоколес учитывается коэффициентом увода и поперечной жесткостью, что позволяет оценивать усиление их поперечных реакций при колебаниях в фазе входа в поворот на собственной и вынужденной частотах; 3) последовательность оценки трансформации искажений (алгоритм) от теоретической к динамически воспроизводимой траектории в наиболее напряженном режиме движения - прямолинейном на максимальных скоростях, сопутствующих корректировках, при маневрах «переставка» или «рывок руля»; 4) определение критической скорости с учетом заданного теста ВАД, интегральной точности воспроизведения траектории; 5) техническое решение подвески управляемого моста с компенсацией искажения от увода и влияния подвески; 6) методика и экспериментальные определения, позволяющие восполнить базу данных для расчета по техническим характеристикам машины; 7) методика оценки дёстаби-лизирующего момента управляемой оси и оборудования для адаптивной подстройки схождения УК к заданному развалу; 8) получение в конечных квадратурах центробежной силы при статическом и динамическом соотношениях углов увода и поперечных реакций; 9) аналитическое соотношение поперечной жесткости и коэффициента увода шины.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение. Показана значимость управляемости в ряду прочих эксплуатационных свойств, особенно в режимах максимальной скорости движения при прямолинейном курсовом направлении с периодической корректировкой - подруливанием, при маневрах «переставка», обгон, сопровождающихся поперечными колебаниями. Поясняется общая характеристика проблемы, актуальность, научная новизна, практическая полезность, приведены основные положения, выносимые на защиту.

Первая глава. Приводятся и анализируются определения свойства У в формулировках Е.А. Чудакова, A.M. Ляпунова, М.В. Келдыша, Н.В. Дивакова, Н.В. Яковлева, Б.С. Фалькевича, Д.М. Артамонова, В.В. Иванова, Д.А. Антонова, A.C. Литвинова, C.B. Бахмутова, Л.Л. Гинцбурга, Р.П. Кушвида, В.В. Гуськова, Л.В! Григорен-ко, Г.А. Смирнова, В.Н. Кравец, А.Е. Фаробина, Хачатурова A.A. и др. Рассмотрены основные показатели и характеристики движения, определяющие критическую скорость, соотношение параметров машины, позволяющие сохранять устойчивость движения. Считаем удачным определение устойчивости Д.А. Антонова как предельного состояния свойств управляемости.

Следует выделить приводимые для характеристики движения в режиме поворота: дифференциальные уравнения для определения угловой и линейно боковой скорости поворота, их производных, радиуса поворота, положения относительно неподвижных осей координат, курсового направления, коэффициентов поворачиваемое™, чувствительности к повороту, соотношения массо-упруго-геометрических параметров, обеспечивающих устойчивость, включая режимы разгон-торможение, обобщенную силовую диаграмму и др. Принимая во внимание обобщенную формулировку понятия У как свойства машины выдерживать заданные через рулевой механизм курсовое направление КН и траекторию, включая прямолинейное направление и поворот, следует отметить, что численных оценок и метода их определения, непосредственно характеризующих точность траектории в режимах переставка,

прямолинейное движение с корректировкой подруливанием и др. не существует. Это затрудняет предварительное прогнозирование качества У на этапах проектирования машины или её модернизации по одному или группе параметров.

В связи с этим сформулирована проблема - разработать методологию комплексной расчетно-теоретической оценки эксплуатационных свойств управляемости с учетом колебательных процессов в поперечном направлении, динамических искажений траектории с возможной постановкой и реализацией задач: оценка искажения для заданных или тестовых условий движения и целенаправленное формирование свойств подвески с компенсацией динамических искажений.

Алгоритм расчета включает следующие этапы:

1. На основе анализа стабилизационных свойств управляемых колес, известных соотношений результирующего момента от вертикальных, тангенциальных и боковых сил, статистических характеристик допуска и возможного рассеяния параметров дается оценка остаточного дестабилизирующего момента вероятного или «трех-сигмового» с последующим выявлением наиболее значимых весомых составляющих для возможной их минимизации.

2. Формируется база данных, содержащая упруго-массо-геометрические параметры машины, условия движения, возмущающие воздействия, характеризуемые частотой, амплитудой, скважностью задаваемого периодического возмущения.

3. Определяются кинематические характеристики курсового направления КН и бокового смещения БС в функции пройденного пути .

4. На основе принятой динамической и соответствующей математической модели с учетом ее упруго-диссипативно-массо-геометрической характеристики и принятых тестовых условий (см. п.2) находятся параметры искажения траектории, предельная скорость устойчивого движения, интегральный показатель свойств управляемости и др. (более 20 показателей с учетом проявления поперечных колебаний).

5. На основе численного анализа результатов рекомендуются упрощенные соотношения для экспресс-оценки качества У. Анализ соотношений, характеризующих качество У, дает конструктору видение путей совершенствования машины, рулевого привода, подвески.

Вторая глава. Излагается принцип выявления дестабилизирующих свойств за счет геометрических параметров установки направляющих колес (рис. 1).

При соответствии техническим нормам, в условиях прямолинейного движения па транспортных скоростях по горизонтальному участку возникает необходимость постоянного корректирования КН. Для выявления причин дестабилизации за счет управляемой оси рассмотрены известные соотношения моментов на управляемом колесе. От сил сопротивления перекатыванию или от тяговой силы при ведущих и управляемых колёсах имеем Мь от боковых сил - М7, от вертикальных - Мо получим суммарный номинальный момент на левом и правом колёсах, равный нулю.

Рис. 1. Установочные параметры передней подвески КМ: V— вектор направления скорости; ар - развал; рш и уш - поперечный и продольный углы наклона оси поворота; Сх - схождение; /„— длина цапфы; I - вынос; С - плечо обкатки; е - вылет; гд- динамический радиус колеса

Если переходить к статистическим оценкам, то нулевое значение следует отнести лишь к средним. Предельное «трсх-сигмовое» дестабилизирующее отклонение можно найти, дифференцируя выражение суммарного стабилизирующего момента с определением суммы частных производных по всем параметрам, всех составляющих ДМ£ = Л/ЛМ; г 0 . Так как МР(6=0) = Ю(1ц-гар-гр11:), то ДМГ = (2(1ц - гар - грш)ДГ + Щ, - гар - гРш)Ад + £0Д1Я + (ГОар + fQpш)Дr + Г(2гДар + (1)

где Д^ ДО, Д1Ц, Дг, Дар, Др, ДК - возможные пределы изменения рассматриваемого параметра от максимальной до минимальной величины. Аналогично этому имеем:

ДМ2 = гуш(1 - со$аР)ДК/аР + Куш(1 - созсхр)Дг/ аР +

Kr(l - eos ар)Ду / ар + Кгушар sinap + cosap - 1Да/ ар :

(2)

AMq =(lti-rap)ymAQ + QYmAlu+QapyI11Ar + QryiiiAap+Q(lu-ra1>)AY (3)

Располагая максимальной величиной дестабилизирующего момента, можно ввести понятие коэффициента дестабилизации Кд как отношение Кд=АМт/Му

Выполнено численное определение по ВАЗ-2106 и Reno Laguna II. Анализ показывает, что наибольшее влияние (до 44%) оказывает неодинаковость на левой и правой сторонах продольных наклонов уш. Представленная методика анализа стабилизационных свойств позволяет целенаправленно и обоснованно назначать допуски на геометрические и другие параметры, а также требовать от предприятий-смежников, поставляющих пневмошины, ввести в перечень сертификационных показателей регламентацию разброса коэффициентов сопротивления перекатывания.

В теории движения колесной машины для характеристики устойчивости и управляемости используется понятие бокового увода. Причиной увода является эластичность пневмошины. Эластичность проявляется не только в боковом уводе, но и в формировании поперечных линейных и угловых колебаний. В последующем изложении представлено расчетно-теоретическое обоснование коэффициента поперечной жесткости колеса Ск (НУм) на основе известной величины коэффициента увода Кк (Н/рад).

В литературе имеются рекомендации по расчетному определению коэффициента бокового увода. Считаем возможным рекомендовать следующее соотношение

Кк =145х

1,75—-12,7| — Б ЧО

Р В2 при—<0,0885, Б

(4)

где Ь/0 = 0,4Кк/(Рш02)Л/в/в ; 11к [Н]; О [м]; Рш [Па]; Ь [м] - соответственно нормальная нагрузка, наружный диаметр, давление в шине, радиальная деформация шины. Далее находим соотношение жесткости в боковом направлении колеса Ск в зависимости от коэффициента бокового увода колеса Кк. Контакт колеса с плоской опорной поверхностью представляет собой площадку, не обязательно эллипс, но близкую к нему (рис.2) фигуру. Если центр колеса сместится на <1/2 под действием силы Ъ, то жесткость можно представить соотношением Ск = 27./А. Последующие преобразования позволяют получить СКП= 1,68ЬРш-ВшКк/((ВКя-Ь)КК) (5)

а I

<- —> к вЛ

'К к д. >к ]Х У

\ с<с.

IV > < „

Я, 9 9 —Г—

£

б V

\б=г/кк

Рис.2. Схема взаимодействия колеса с полотном дороги

Отмечено влияние вертикальной деформации подвески Ь„ на повороты (0П) УК

(с обоснованием коэффициентов Км и Кдо< =

(1Ьп <1Р

Третья глава. Рассмотрены кинематические связи КН и БС с периодическими знакопеременными угловыми перемещениями 0 управляемых колес УК для сопоставления с теми же величинами, но в динамике. Рассмотрены результаты в вариантах: а - синусоидальное отклонение УК с получением нарастающего БС после каж-

дого периода; б - синусоидальное БС, вызывающее в начальный момент времени КН, отличное от задаваемого; в - синусоидальное КН предполагает в начальный момент времени предельное амплитудное отклонение УК; г - поперечное смещение, представленное кубической параболой, дает несимметричные ветви входа и выхода из поворота с пятикратным превышением последнего; д - отклонение УК по параболической синусоиде устраняет недостатки прочих вариантов, однако требует управления знаком аппроксимирующей функции. В последующем предполагается использование аппроксимации функциями по вариантам «а» и «д». Получены аналитические соотношения амплитуд отклонения УК, КН, БС: а) 50=\/26„Т02/(2лЬ), фо=28о/(УТо)=У0оТо/(2згЬ); д) 8О=У20„ТО2/(4Ь); <р0=УТо90/(4Ь) и боковое ускорение: а)

У20 •■ ЗУ28 У = 0 • д) V = 0 30 Ь 50 (8Ь)

где У-скорость движения, Ь- продольная база, 60, Т0- амплитуда и период отклонения УК. Попутно проанализировано взаимное влияние перечисленных параметров на БС и КН. Пример анализа для варианта "а" приведен на рис. 3.

а)

б)

9

ь^* ьз:*

е>о его ае>о до<о дв<о во>о

к-ь-*

е>о ого дв>0 дв<0 8В<0 дв>0

Рис. 3. Кинематика движения: 0 - отклонение УК, ф - курсовое направление КН, У8 - боковое смещение БС, У - боковое ускорение.

Глава четвертая. Представлен теоретический анализ динамических процессов при периодических кинематических и силовых возмущениях. Установлена неоднозначность использования для аппроксимации периодических колебаний функций синуса или косинуса: первая - дает нарастающее смещение по времени, вторая -предполагает начальное возмущение, отличное от нуля.

На основе известной записи дифференциального уравнения центробежной силы ЦС с учетом бокового увода 5 получены решения в конечных квадратурах при аппроксимации кинематического возмущения функцией синуса, а для динамических процессов - на основе уравнения М.В. Келдыша - функцией параболического синуса. Так, например, для общей задачи дифференциального уравнения ЦС с аппроксимацией возмущения параболическим синусом 6=0о5т2(27П/То)^п(2л1:/То) имеем

р = ™^(0о8т1<й-ГО1 -ф2 +Р, -Ц))+^О0со51п2о*-ГО, -Р(А+0,-О/)), Ь Ь

а общее решение: Р = е 2'(с, созсос1 + с2 этю^н----со5 2со1 + Озт2со1, (6)

Ч 2

Ъ И р СО IV 4ри + 2Р Е 4р2со2 + 21:рю.

где с, = —--; с2 = -—с, -20 —; К = —, Л =-7~Г > 0 = ——---— „ ,

1 2 ч 2сос сос я д-4со 1]-4аг (ч-4ю2)

Кк, Ск - коэффициенты увода и жесткости; Б,

Ь а _ Ь а

с/УЬ с2УЬ' 2~к,Ь к2Ь'

2Ь, , Р2 + Р,-Р4 V Ь + (Р2 + Р3 - Р4 )тУ2 _

~ ВЬ п1/> -Б +ь-р, тУЮ -Ч,

2ЬР.

Р, ' 2п

ЬК„, ьк„

а . + —^—| V - скорость; Кп1,п2 - коэффициенты

связи с подвеской рулевого привода.

Графическое представление характера изменения ЦУ по (9) дано на рис. 4.

Рис. 4. Центробежная сила при неустановившемся повороте на частотах: 1) собственной юс, 2) возмущающей со.

Далее определяется возмущающий кинематический момент в горизонтальной плоскости с учетом отклонения УК - 0 и состоявшихся углов увода 6] и бг^). Для схемы движения с учётом кривизны траектории и центробежной силы Р определяются боковые реакции Р01 и Бщ, суммарные для колёс одной оси. Учитывая малые значения 90<5°, отсутствие крюковой нагрузки (Ркр=0), радиус К»Т, при котором соэЭ = 1, соз6«1 и имеем

, , РЬ + МТ+М, Ра - Мт + М Р01 = - ^ )е+-и ¥01 =-^—,

где Як| =0^ Ь/Ь±тУЬ/Ь - вертикальная реакция на переднюю ось (знак "+" берётся при торможении и "-" при разгоне); Ь - высота центра массы; Г - коэффициент сопротивления качению; Рк1 - касательная сила тяги передней опорной оси,

- суммарное сопротивление верчению всех N опорных

колёс (в режиме для скорости У>10 м/с следует иметь для расчёта У=10 м/с); Рш -давление в пневмошине; - вертикальная нагрузка на колесо и цф я 0,03 при Я~50м для движения по сухому асфальту.

В соответствии со схемой колебаний на рис. 5 представим дифференциальные уравнения в направлениях вибросмещений по оси У и угловых перемещений <р: тУ+К01(у+фа)+К02(у + фь)+С0,(У+фа)+С02(У+ф) = Рс (г)+АОф)

;ф + КфФ + СфФ = М)+МЕ5ВП(М^. (7)

Решение дифференциальных уравнений, описывающих колебания в горизонтальной плоскости, предполагается выполнять средствами вычислительной техники. Вместе с тем, для ориентировочных оценок можно воспользоваться общим решением дифференциального уравнения, описывающим вибросмещения в направлении оси У, тем более, что ранее отмечалось меньшее на порядок проявление инерционного момента на составляющую боковых реакций от угловых колебаний:

/ N

2тт

Pr, sin

Y = Y.+Y,=-

Г +С

^гп 1 л'

s(roct + a0)+-

Т

V хо

t + P„

m.

со: -

271

Т

V

(8)

+ 4ti

2тс

vt;

где со =

Сп, + Сп

ш

- частота собственных колебаний; h =\(/аис - коэффициент

демпфирования и \}/а - безразмерный коэффициент; а0, Ро - фазовое смещение;

tgp0="

4яЬ„Т.

; tg«o = -

(9)

У л/та2 -Ь

шах Ус п

Полученное выражение (8) позволяет определить коэффициент усиления амплитудного значения центробежной силы. Для первого слагаемого - у, это составит

и-*Ь_/2ш. • / - | / \ тт в)^

ш = е

sin(arctg hn/coc), и для второго: Un2 = -

V5T-co2)2+4hy '

Полученный результат можно относить только для ориентировочного расчета, получаемого из первого уравнения. При связанных линейных и угловых колебаниях, следует решать систему уравнений. С учетом полученных величин центробежной силы и её увеличения за счёт поперечных колебаний можно оценить максимальное амплитудное значение поперечной силы РПа = P„Un2 и, соответственно, боковые силы по осям Foi и 1;о2 с последующей оценкой предельных значений по условиям наступления заноса или опрокидывания. В выражении центробежной силы Pc и в последующих дифференциальных уравнениях, описывающих колебания в горизонтальной плоскости, присутствуют коэффициенты бокового увода опорных колес и параметры боковой жесткости. При этом следует различать параметры жесткости и увода каждой оси Со: и Koj и каждого опорного колеса Си и Ки.

Считая переход от C0¡=2Ck и K0¡=2Kk к предельному по линейному закону, ре-

комендуем определять промежуточные величины соотношениями

г г AR'

к„

AR.

X

2 —

R

(10)

где qR, с],,, qF,т - коэффициенты коррекции, берутся по более нагруженному колесу.

Последовательность расчета нормальных реакций и уточнения коэффициентов увода и жесткости представляется в следующем виде:

1. Для машины анализируются схемы подвесок передней и задней осей.

2. Выполняется переход к динамической модели (рис.5-8) с обоснованием размещения подрессоренных, неподрессоренных и общей масс в поперечной вертикальной плоскости, совмещенной с центром масс всей машины.

Рис. 5. К определению основных параметров динамической модели при следующих обозначенИЯХ.'Рс-Центробежная сила; М;- инерционный момент, возникающий при движении с изменением курсового направления <рп; Mj; - суммарный момент сопротивления верчению колёс; 0О — амплитудное отклонение УК; Си, с2к - боковые жёсткости опорных колёс, например, передней оси правого с1к„ и задней оси левого сг„; kík, к2„ - коэффициенты бокового увода колёс передней и задней осей, например, передней оси правого колеса к1к„; с0|, Со2, ки, к02 - боковая жёсткость передней и задней осей и коэффициенты увода тех же осей; ш, ть т2, т3 — полная масса, сосредоточенная в точке В и распределение её по точкам А, В и С; L, В - продольная и поперечная база машины; 1ь 12, а, в - координаты 1 и расстояния (а, в) от центра масс в точке В до передней и задней оси; А', В", С' - мгновенное положение продольной оси автомобиля в процессе колебаний в поперечной горизонтальной плоскости; у, и у2 -координаты положения продольной оси в точках пересечения с передней и задней осями; <р - угловое смещение продольной оси в процессе колебаний.

3. С учетом схемы подвески по п.1 находим высоту оси крена опорных осей и машины в поперечной вертикальной плоскости, где расположен центр массы.

4. Определяются угловые жесткости, коэффициенты демпфирования для упругих элементов подвески, шин сфп, кФ„, сШф, кШф и прочие исходные параметры по полному перечню исходных данных на рис. 6.

5. Записываются дифференциальные уравнения колебаний для всей машины и выполняется их решение с определением (Зп(1) и - угловых перемещений подрессоренной и неподрессоренной.

6. Выполняется распределение суммарного динамического момента по осям АМр, и последующее определение разности вертикальных реакций на наружные и внутренние, по отношению к центру поворота, опорные колеса.

7. Находим реакции на опорные колеса Ягцв.

8. Уточняются коэффициенты бокового увода осей, условия устойчивости движения по заносу, опрокидыванию.

Для представленной на рис. 6 динамической модели записываем дифференциальные уравнения колебаний с угловыми перемещениями подрессоренной (Зп и неподрессоренной р„ масс а)

речной вертикальной плоскости: а - О], 02 - расположение оси крена; б - схема динамической модели с массо-геометрическими и силовыми параметрами; рп, Рн - угловые перемещения при колебаниях подрессоренной и неподрессоренной масс; СоП, кфп> сфш, кфш, - угловые упруго-демпфирующие коэффициенты подрессоренной и неподрессоренной масс и шин опорных осей.

ргД + -рн) + с^(р„-рн) + тпёь„(р„ +Р„) = РХ 'А +кД +сф,„Рн +т„цЬ„Р„ =кда(Р„ -рй) + с^(р„ -Р„) + РА +РЛ,

(П)

Здесь т^И^р,, - момент от веса при смещении подрессоренной массы шп на плече ЬкрРп, образуемом от смещения этой же массы на угол Р„; Ьпрл - дополнительное плечо действия той же силы ш,^ от смещения на угол Р„; т^ИД, - момент от смещения массы т„ на угол Р„. Решение системы уравнений выполняется средствами вычислительной техники. Это позволит найти суммарный динамический момент ' ДМ. = с,.(Р„ -р,„) + кс„(рл. -рм) + с,.р. + кфшр„, +шп(Рп +ш„Ря8Ь„ (12)

777777777/777/7^777777777777777. А В

А В

777/7^7777777777^77777777777777

А I О

А ' В

Рис. 7. К определению мгновенного центра крена подрессоренной массы подвески: а - однорычажной независимой, б - двухрычажной с непараллельными рычагами, в-двухрычажной с параллельными рычагами, г-торсионной с перемещением колес в продольной вертикальной плоскости, д — зависимой с жесткой осью, е - независимая с амортизационной стойкой.

с последующим нахождением = —

¿4

в

Для оценки усиления возмущающего силового фактора PchKp при установившихся колебаниях можно ввести коэффициент усиления Up = jp--. И если

Г Кро

Pspo = " "Р~ ~ крен от возмущающего воздействия, то усиление будет

S

U.=-.--(13)

' >p-Jco2)2+Kу

Задаваясь допускаемым усилением [ир] и ожидаемой или вероятной частотой возмущающего воздействия Ювер) можно найти расчетное требуемое соотношение

Q

параметров рессоры и амортизатора —— = [и р ]■ со 2С .

К„

Следует учитывать, что жесткость рессор и амортизатора определяются из условия обеспечения плавности хода. Но, как показано в настоящем изложении, они должны проверяться, и, на компромиссной основе, уточняться при анализе колебаний в поперечной плоскости.

Пятая глава. Излагаются методы_подхода к расчетному определению управляемости, и ее граничных условий - устойчивости в предусмотренных режимах движения.

Этапы расчета:

1. Описывается физическая картина: массо-геометрические, параметры машины, условия движения.

2. Обосновывается кинематическое возмущение û(t)ii ¿(фтоворота УК.

3. Определяются углы увода опорных осей 50ь ¿>02•

4. Находится перераспределение вертикальных реакций на опорные оси.

5. Находится центробежное усилие с учетом динамического бокового увода.

6. Решается система дифференциальных уравнений, описывающих в поперечном направлении линейные и угловые колебания.

7. Оценивается устойчивость движения. При сохранении устойчивости выполняется переход к п.З. При потере устойчивости фиксируются на предыдущем этапе параметры управляемости.

Динамическая модель и ее параметры представлены на рис. 8, а далее соответствующая система дифференциальных и алгебраических уравнений:

6(t)

= 00-sii|—jt; 0(t) = J_it2; e(t)=0osin2 cût-sgncot; 0(t) = 0ocoscot (14)

V^Ypi=coiu5„,; (15)

02 ^02

C„,u

I p. 01 01 ' ol 1 ' uo2 - ,

К k„, co,u k,

mu! -, . mub Где \ ^ ^ 1 mbû r

P(t)=^[0(t)-ô„1+5o2] + ^[0(t)-5ol+5j+^[0(t)--6o,+ôJ (16)

mY + k„, (Y + ф1,) + k02 (Y + ф12)+ c0, (Y + <pl,)+ c02 (Y + Ф12) = P(t) (l l)

1ф + кфф + сфф = М,-М,58пф (18)

Рис. 8. Схема динамической модели.

yp1=(Y+9I,K,; Yp2 = (Y+(PI2)C02

Ьл + кф„Р„ + сф„р„ = (р„ -р>сфЛ(р„ -р„)+ PHh„ + P„h0Kp

(19)

(20) (21)

АМр = с„ (р. - р.) + кфп (р„ - р J+ сфшрн + кфшр„ + шн (р„ - Р.feh. + ™ A,gh„(22)

(23)

AR,=AMp

—?--^; ARZ2 = AM„ —,-r

mghsina + mú5„,h + PiiphKp +Pwhw +Pbsinpc

г,я 21. 2

Ga AR„ R + —2. + ДК,;

2L 2

R, .Ob-^X-AR

2L 2 Ga AR

,2, 2

k.,= 2

AR

МкЧР.ТЧ,'

ф»„„ >

л/Y^F,2, .

R

Ф„,„ >

1.5hPmBmkoi/((BmK„-h)Rk)

YP,+YP2<G-

в

RI2

u. = u, + u.

(24)

(25)

(26)

(27)

2h. Yp1<R^; U„ = Uc + U. (28)

(Yv; Ks; KIS, Ys, AYC; SlP; Sra; VKP и flp.)=f(L,B,a,b,h и др.). (29)

Дан анализ возможных математических описаний законов отклонения УК. Наиболее адекватной представляется функция, содержащая квадрат синуса, знак которой управляется функцией синуса за период Т0, например, 0 = 0О sin2 cot[sgnsincot]. Это позволяет иметь 0(t = 0) = 0 = 0. При знакопеременной силе в поперечном направ-

18

лении возникнут колебания в горизонтальной и поперечной вертикальной плоскостях, которые увеличат боковые реакции.

Учитывая выражение центробежной силы и поперечных реакций, можно решать условия (27) относительно скорости и находить предельные значения Укр. ' Помимо предельных условий управляемости предполагается численная оценка поперечных динамических отклонений траектории движения от задаваемой и запаздывания реакции машины. Их трансформацию можно проследить по рис. 9, начиная от заданного кинематического до результирующего динамического смещений.

Так как центробежная сила имеет синусоидальный характер, то за время полупериода её однознакового проявления средняя величина составит 2Ра / я, а при скорости V за полупериод То/2, боковой снос составит

/ , л

АУ =

р.иут»

4т±

К„

К..

РЦУГ,, 4к

О,

(30)

41 05 у

уменьшаясь до нуля в следующем полуиериоде. Из-за изменения кривизны траектории за счёт влияния подвески и неодинакового увода колёс передней и задней осей за полупериод поперечного воздействия центробежной силы получим смещение

ДУ5 =

V Т ир

"о 10 а

4лЬ

ЧКм

К

(31)

а из-за кинематической АЯК, динамической ДБ., неопределенности рулевого привода (см. гл.6) и несоответствия схождения развалу АУСХ боковое смещение составит

АУ „=А8к+А8а+АУсх =

У2Т„2

4 лЬ

Д9„

-(ил-1)о0

+ АУСХ,

(32)

где 0Р - амплитуда допускаемого люфта на руле, ¡рп - передаточное число, 11д - коэффициент динамичности на участке рулевого привода.

Фазовое смещение реакции КМ на управляющее воздействие водителя не одинаково в начале возмущения и па установившемся режиме. Начальная реакция соответствует одновременному проявлению фазовых углов а0 и Ро, но с увеличением времени за счет коэффициента е~ь' первое слагаемое стремится к нулю, а фазовое смещение - к углу Ро» что составляет по времени при периоде Т0 величину тр=РоТо/(2я), по пройденному пути 5гр=Ур0То/(2л), а эквивалентному поперечному

- , ( 4яЬ Т„

, где Р0 = аг^

смещению АУ1 = ^У^

УТ0+5,

4п2-®2ст;у

(33)

ДУ1(То/2) = 80-ДУс+АУ5±АУ (34)

Соотношение смещений представлено для примера на рис. 9. Следует заметить, что А У, за первый полупериод направлено в обратную сторону от кинематического У5 смещения, Располагая поперечным смещением

У15=80-ДУС±ДУ5±ДУ -ДУ,

(35)

можно получить относительную величину точности воспроизведения траектории

К«(Т„/2) =

2УТ<

8в(УТ0+8,(Т0/2))

(36)

Рис. 9. Соотношение поворота УК - 0, углов увода и доворота от подвески 8] и &2, курсового ф и бокового смещения У: а - кинематические 0, <р,У5; б - с учетом изменения кривизны б5, Фо,Уа; в - 08 динамическое и 0ср среднее за То/2, динамическое боковое смещение Ух=У8+Уз-Ус; г - смещение с учетом запаздывания реакции Бф.

Далее даем оценку критической скорости. При известной разрешенной, полосе движения (П=3,5м), габаритах машины Вг можно определить для периода воздействия Т0, продольной базы машины Ь, амплитуды [90] предельную и критическую скорость в упрощенном варианте

' " " (37)

V'<5-

п(П-В,.)Ь

[0„1ГО2

1 +

А к„

ир

у.„ =

О,

V1 [ X ь к,

А

Кт

-Д

ф

р

* ПК Т

С учетом нарастающей компьютеризации целесообразно на основе (37) организовать предупреждающий сигнал с целью изменения параметров управления (уменьшить скорость, период, амплитуду отклонения на рулевом колесе).

На базе изложенного метода создана упрощенная тестовая оценка качества управляемости с выявлением искажения кинематически задаваемой траектории движения и граничных условий устойчивости. Учет рекомендуемых показателей позволит на стадиях разработки новой модели прогнозировать и целенаправленно формировать эксплуатационные качества, характеризующие безопасность автомобиля на уровне лучших мировых образцов. Основные показатели качества управляемости целесообразно ввести в сертификационную карту технического уровня.

Шестая глава. Устанавливается локальная расчетная оценка искажения траектории движения автомобиля за счет статической и динамической неопределенности рулевого привода. Основным параметром для оценки связи угловых перемещений 0Р и 0 является кинематическое передаточное число 1р = 9р/8 (рис 10). В процессе эксплуатации возникают зазоры в сопряжениях рулевых тяг, шаровых опорах или шкворнях, узлах подвески, подшипниках колесных ступиц и самом рулевом механизме. Это вызывает кинематическую неопределенность соответствия углов поворота РК и УК, а, следовательно, и неконтролируемое отклонение траектории в

Рис. 10. К оценке кинематической неопределенности рулевого привода: ДО рк - неопределенность конструктивная; а) соотношение поворота рулевого колеса 0р и управляемых колес 0; б) свободный ход на рулевом колесе - конструктивно предусмотренный Д0рк; эксплуатационный Д0рэ; суммарный Д0(К+3);

поперечном направлении. При синусоидальной аппроксимации отклонений за период То получим поперечное смещение и курсовое отклонение

и2Л0 , иАО

= -——^Т,, и ДФк=_^Т0 (38)

2лЬ 7ГЬ

Со стороны рулевого колеса возможно воздействие различной интенсивности, вызывающее дополнительные динамические сопротивления. Это вызовет деформации, увеличивающие неопределенность связи, для определения которых на рулевом

приводе задается возмущающее воздействие 0рк(0 и определяется отклонение на УК величиной ес(0 с учетом упругости и сопротивлений во всех звеньях рулевого привода. Результат сопоставляется со статическим кинематическим соотношением с выделением разности Д9рк = |брк -0с|, по которой выполняется оценка сопутствующего бокового смещения А8д и курсового отклонения Л<рд, как проявление искажения управляющего воздействия от динамической неопределенности. Представим динамическую модель с приведением к УК по рис. 11.

Некоторую особенность имеет определение приведенной жесткости между РК и УК из-за неодинаковых к.п.д. рулевого механизма при передаче усилия от РК к УК (г]р) или, наоборот. Получены соотношения между жесткостями на РК и УК

ЛР-к

Ср(р-к) - Ск(р-к) -2

или ск(р_к) = ср(м0

'р

Vk

(39)

±9,

у ' 0РК Ср-к Мст (0) у / м

Крк i е * У * [г(»)

Рис. 11. К расчету динамической неопределенности.

IX

Учитывая суммарный момент сопротивления, записываем дифференциальное уравнение угловых колебаний УК относительно вертикальной оси их поворота, имея возмущающим фактором угловые перемещения на валу рулевого колеса 0Р и, соответственно, на УК

0Р-к =0р/'р > (epk-eK<p_k)=Je+MCT(o,ó)+Mnsgnó (4о> Заменим постоянную величину сухого трения Мп эквивалентным по эффекту затухания колебаний вязкостным кэ = 4Мп/л9рк. Кинематические возмущения со стороны рулевого механизма представляем функцией 9рк = 9рк0 sin2 cot -sgnsincot, что соответствует начальному моменту входа в поворот. Вводим обозначение сок + k3/J)iK = 2Ьф; cpk/JiK=co2 и, учитывая возможное периодическое изменение

функции в пределах ±1, находим динамическое увеличение углового перемещения на установившемся режиме

.о2д/(СО2-4Ю2)2+16Ь>2

U = -— = 0,5 + 0,5 —,-г;-

ерк0 (со2 -4со2)" -4со2Ьфсо

= и.е,

ркО

(41)

Динамическая составляющая вызовет дополнительно амплитудное боковое

смещение машины на величину А5 =^-Авд и курсовое отклонение А/р = ^-Ав0.

2 л£ тй,

Понадобится адаптация водителя для сохранения прежнего качества управляемости.

Седьмая глава. На основе теоретических предпосылок выполнена численная

проверка основных рекомендуемых соотношений, количественно проанализировано

влияние расположения центра масс на величину центробежной силы, поперечных

реакций и др. Изложены подходы к формированию базы исходных величин для тестовой оценки управляемости в последовательности:

1. Принимаются исходные условия движения: скорость V, характеристика дороги (дорожное сопротивление \|/, сцепление <р, поперечный профиль рд), обуславливаются воздействия на УК по амплитуде 0о, периоду То.

2. Устанавливаются исходные параметры машины: массо-геометрические (массы и их координаты, моменты инерции, передаточное число и к.п.д. рулевого привода, типоразмер шин, коэффициенты сопротивления воздушного потока, бокового увода, жесткости, площадей лобового и бокового профиля, координаты центров давления и т.д.).

3. Определяются упруго-диссипативные характеристики: коэффициенты жесткости, демпфирования, частоты собственных линейных и угловых колебаний.

Принимаемые исходные величины зависят от постановки задачи - определяются показатели У при конкретных, обуславливаемых дорожных условиях или дается тестовая оценка У с обоснованием исходных величин. Математическая модель при этом содержит в левой части дифференциальных уравнений одинаковые характеристики тех же параметров машины, а в правой - условия движения в зависимости от постановки задачи. Некоторую сложность имеет определение упруго-массо-геометрических характеристик, методические рекомендации, по определению которых приведены с обоснованием. Обоснованы исходные величины для тестовой оценки автомобиля «Chevrolet Niva» и «Renault Cangoo».

Восьмая глава. На основе обоснованных упрощений показано возможное выполнение тестового расчетного определения показателей У на стадии проектирования в сопоставлении с любыми моделями существующих конструкций. Изложена методика и рассмотрен пример сопоставления близких по классу автомобилей «Chevrolet Niva» и «Renualt Cangoo».

Девятая глава. Изложены результаты пяти независимых экспериментов. Целью первого являлось определение и проверка расчётно - теоретического соотношения боковой жёсткости шин и их демпфирующих свойств.

Исследование жёсткости выполнялось в составе передней оси в процессе регистрации возмущенных поперечных колебаний. Задавая импульс на ось автомобиля в поперечном направлении, фиксировались амплитудные смещения по времени до полного затухания. По результатам находились период и скорость затухания колебаний с последующим определением жёсткости и демпфирования. На рис. 12 показан пример записи колебаний в поперечном горизонтальном направлении шин автомобиля Renault Megan. Численные результаты сведены в таблицу 1.

Ъ

f

1 мм

т

Рис. 12. Поперечные колебания на шинах передней подвески

Таблица 1

Экспериментальные данные и расчётные величины 10-ти испытуемых

автомобилей (характеристики передней оси)

Параметр ВАЗ 2112 Renault Symbol Renault Megan Renault Scenic Renault Scenic RX4 Renault | Laguna II Daewoo Nexia Skoda Octavia Í S il s fï

тэ; мм 15.3 15.1 15.49 15.7 16.2 14.7 14.5 20.7 17.3 18.2

Т„с 0.437 0.431 0.443 0.448 0.463 0.420 0.414 0.591 0.494 0.520

P(t), мм 6.9 4.1 8.1 4.1 —2IL— 5.7 4.0 6.5 4.4 3.4

P0+T), мм 1.8 2.2 1.9 0.7 0.9 2.0 1.5 1.7 1.8 1.2

ДР„ 3.8 1.86 4.26 5.86 2.4 2.85 2.67 3.8 2.4 2.83

<Оо, С"' 14.37 14.58 14.28 14.02 13.57 14.96 15.18 10.63 12.71 12.08

Шина 165/80 175/70 170/70 185/65 215/65 205/65 175/70 195/65 195/65 205/55

RI4 R13 R14 R15 R16 R16 R13 R15 R15 R16

Pw. МПа 0.2 0.2 0.19 0.22 0.2 0.23 0.21 0.2 0.21 0.26

Кд х 104, кг/с 1.739 1.533 1.449 1.829 2.185 2.391 1.760 1.676 2.200 2.777

h, с1 6.75 5.8 7.14 7.29 5.16 5.8 5.6 5.1 4.8 4.7

0.47 0.4 0.5 0.52 0.38 0.39 0.57 0.48 0.38 0.39

С,*10\Н/м 6.512 6.163 6.4875 7.327 7.4585 8.952 6.6795 5.6515 7.037 8.395

Целью второго эксперимента являлась количественная оценка управляющих воздействий (подруливаний) на рулевое колесо во время прямолинейного движения по частоте и амплитуде в зависимости от скорости (выполнялось на легковом автомобиле класса D «Renault Laguna II»). На пассажирское переднее сиденье устанавливался прибор «Clip-2000», подключаемый к диагностическому разъёму автомобиля. Эксперт - водитель позиционировал автомобиль на дороге и разгонял до необходимой скорости, после чего для поддержания скорости постоянной (с точностью до 1 км/ч) включалась штатная система «круиз-контроль». Результаты эксперимента частично приведены на рис. 13 и в табл. 2.

С ростом скорости для поддержания прямолинейного движения возрастает эквивалентная амплитуда подруливаний. В диапазоне от 30 до 150 км/ч амплитуда увеличилась от 2.7° до 6.0°. Согласно правилам ЕЭК ООН допустимый люфт легковых автомобилей достигает 8°, т. е. диапазон подруливаний соизмерим с люфтом рулевого колеса. Это говорит об актуальности снижения допуска на значение люфта с целью поддержания прямолинейного движения.

Рис. 13. Отклонение рулевого колеса при скорости 150 км/ч

24

Таблица 2

Статистические характеристики угловых перемещений рулевого колеса

Средняя скорость заезда, км/ч (м/с)

30 (8.33) 60 | 90 (25.0) (16.66) 1 120 (33.33) 150 (41.66)

Время записи, с (мин) 108(1.8)

Пройденный путь, м 900 1800 2700 3600 4500

Количество "подруливаний" всего влево вправо 15 31 46 62 ' 76

7 18 23 33 42

8 13 23 29 34

Мат. ожид. амплитуды поворота рулевого колеса, град 2.7 3.06 3.65 4.36 5.32

Максимальный диапазон углов поворота рулевого колеса, град 6.87 7.52 8.68 .10.42 . ,13.41

Мат. ожид. амплитуды поворота УК, град 0.146 0.165 0.197 0.236 0.288

Мат. ожид. времени одного под-РУЛ., с 1.04 1.02 1.01 ¿.00 0.98

Средняя частота "подруливаний", Гц 0.495

Среднее время ожидания одного нодрул., с 7.50 3.55 2.49 1.73 1.45

Суммарное время движения без подрул., % 83.3 75.6 62.3 51.3 37.6

Целью третьего эксперимента являлось качественное подтверждение виляния УК во время прямолинейного движения автомобиля с закреплённым рулевым колесом, количественная оценка момента дестабилизации и его динамики, смещения автомобиля в боковом направлении. Тензометрическое определение силового нагру-жения выполнялось на легковом автомобиле ВАЗ-2106. Получены результаты:

1. Средние частоты колебаний усилий в левой и правой тягах составили 10.943 Гц и 10.442 Гц. Средняя частота проявления суммарного дестабилизирующего момента-10.741 Гц.

2. Амплитудное значение среднего суммарного дестабилизирующего момента составило 18.75±0.56 Нм вправо, расчётная величина - 17.01 Нм. Расхождение с экспериментом - в пределах от 6.49 до 11.9 %.

3. Боковое смещение за время заезда составило 1.88 метра вправо. Заезд в обратном направлении дал такой же увод вправо.

Целыо четвертого и пятого экспериментов являлась оценка соответствия прогнозируемого искажения траектории, полученного при виртуальном эксперименте на основе комплекса ФРУНД и в дорожных испытаниях. Для этого масштабированному рулевому колесу задавались синусоидальные перемещения с частотой ~0,5Гц в пределах ±5°-30° (ВАЗ-21114). Оператор внутри салона фиксировал фактические перемещения на видеокамеру. На преследующей машине другой видеокамерой фиксировалось поперечное смещение испытуемой относительно разделительной полос. Определялись средние амплитуды поперечных смещений. Точность воспроизведения приведенных смещений в испытаниях составила 8%. Анализ результатов позво-

ляет утверждать, что виртуальный и рекомендуемый метод прогнозирования позволяют получать близкие в пределах 6% оценки точности воспроизведения траектории. Расхождение результатов дорожного испытания, виртуального эксперимента и прогнозируемого расчета составило соответственно 19% и 14%.

Десятая глава. Обоснованы рекомендации для улучшения качества У за счет:

1. Точности установки УК особенно по «развалу» и схождению.

2. Введения контроля пневмошин по геометрической форме.

3. Использования на СТО стендов динамического типа для дополнительной адаптивной подстройки схождения к «развалу». Это минимизирует боковой увод, снижает нагруженность в двух замкнутых силовых контурах: а) левое колесо с цапфой и осью поворота дорожное полотно -> правое колесо с цапфой и осью балка (остов) совместно с рулевыми тягами; б) левое колесо с цапфой рулевые тяги правое колесо с цапфой ось поворота правая балка (остов) ось поворота левая -> левая цапфа. Устраняются последствия: износ шин, подшипников, шаровых опор, рулевых сопряжений, сайлент-блоков, крепежных деталей и др. (автором более двадцати лет успешно используется этот принцип с реализацией не менее, чем на 10000 автомобилей отечественного и зарубежного производства).

4. Введения в конструктивную схему подвески передних и задних осей упругих связей в направлении поперечных сил между ступицей и остовом для адаптивной коррекции поворота колеса с компенсацией бокового увода (патент №2232683 Россия). Организуется плечо, на котором поперечная сила образует момент, доворачи-вающий ось колеса в сторону поворота, компенсируя увод от той же боковой силы в обратном направлении. Компенсация содействует стабилизации прямолинейного направления и от действий внешних сил. Для примера на рис. 14 рассмотрена схема подвески ВАЗ-2108 с желаемым формированием угла доворота от горизонтальных реакций на опорные колеса 0лг и получением результирующей суммы, 0, = 6(0+о„+ епг = 0(1), откуда епг = -е. = -ос ± е5 ± ер ± о„ -о,±о„.

б)

в)

0(1)

е(1)+ес±85±9р±есх+е,±9п

Рис. 14. Схема формирования условного эквивалентного 8з поворота УК: а - конструктивная схема; б - 9(1) положение УК; в - формирование доворота УК 9ш от реакции горизонтальных сил, 0С, 05, ... составляющие суммарного искажения.

Одиннадцатая глава. По результатам дано системное представление качества управляемости и граничных условий, позволяющее оценить кинематические параметры искажения траектории и курсового направления, критическую скорость.

Основные результаты и выводы.

1. Решена проблема прогнозирования показателей управляемости (предусмотренных стандартами, начиная с ОСТ 37.001.051-86). Показано, что на стадиях проектирования и модернизации машины желательно целенаправленно формировать допустимое искажение траектории и курсового направления с получением показателей устойчивости и управляемости в наиболее напряженных режимах с изменением полосы движения или корректировках прямолинейного направления подруливанием на максимальных скоростях и сопутствующих поперечных колебаниях.

2. Поперечные искажения траектории целесообразно компенсировать корректирующим доворотом опорных колес. В практике конструирования желательно организовать довороты не столько за счет вертикальных деформаций подвески, но, главным образом, за счет горизонтальных реакций на примере схемы подвески с поперечным упругим выносом осей УК вперед (пат. №2232683), компенсируя искажения упругим доворотом управляемых колес от поперечных реакций. Получаемые от вертикальных деформаций подвески довороты вызовут нестабильность схождения колес и прямолинейного направления из-за стохастического изменения вертикальных деформаций при движении по неровностям, в режимах разгон, торможение, изменениях продольного профиля дороги. Установлены аналитические связи деформации подвески и доворотов колес (на примере ВАЗ-2108).

3. Для быстроходных машин подстройку схождения к углам установки управляемых колес целесообразно выполнять на стендах динамического типа, что существенно уменьшает нагруженность и износ деталей рулевого привода, шин, подшипников и пр., входящих в силовой контур восприятия поперечных сил, а также проявление «рыскания» машины.

4. Получены на основе динамической модели рулевого привода соотношения, позволяют оценить неточность воспроизведения траектории за счет неопределенности кинематической связи, остаточного несоответствия схождения «развалу», упругих свойств, динамических явлений на том же участке с учетом сопротивления повороту, в том числе, от гиромомента, стабилизационных свойств и пр. Установлено, что преобладающей в искажении является кинематическая неопределенность.

5. При оценке устойчивости в зависимости от амплитуды, частоты воздействия на УК, прочих условий движения по критической скорости с превышением ее в два и более раз по сравнению с предусмотренной целесообразно формировать избыточную поворачиваемость, особенно при соотношениях Ь>ЗВ для повышения чувствительности к повороту.

6. При сохранении устойчивости рекомендуется оценивать качество У по абсолютному искажению траектории в поперечном направлении и запаздыванию в продольном, интегралом разности динамической траектории и кинематической за период воздействия на УК, когда проявляется искажение кривизны, одностороннего сноса, кинематического и динамического несоответствия поворота УК и РК.

7. На основе анализа стабилизирующих свойств управляемой оси за счет углов установки УК разработан метод статистической оценки остаточного дестабилизирующего момента, вызывающего монотонный односторонний увод машины. Это позволит при проектировании обосновано назначать допуски на определяющие размеры деталей подвески и регламентировать сертификационные показатели и требования к пневмошинам. Установлено преобладающее влияние угла продольного на-

27

клона (43%), развала (27%), вертикальной нагрузки (22%). В практике работ по настроечным регулировкам обнаружено значительное влияние на увод неточностей геометрической формы пневмошины (смещение брекера, биение боковин и др.)

8. Исследованы кинематические соотношения периодических отклонений УК и воспроизводимых КН и ТД. Показано, что аппроксимация функцией синуса приводит к изменению позиции рассматриваемой массы, а функция косинуса предполагает начальное возмущающее воздействие. Рекомендуется функция синуса и параболического синуса с управлением знака функциями (sgnsin27tt/To; sgnsinjtt/To) за период изменения поворота УК или за два периода, что дает выход на прежнее КН и возвращение в исходную полосу по траектории.

9. На основе дифференциального уравнения центробежной силы ЦС при статическом и динамическом соотношении углов увода и поперечной реакции получены аналитические выражения ЦС в конечных квадратурах в функции угла поворота управляемых колес и прочих параметров машины, удобные для инженерной практики.

10. На основе динамической модели колебательной системы в поперечном направлении с учетом массо-геометрических и упруго-демпфирующих характеристик, схемы подвески с выделением подрессоренной и неподрессоренной масс, высоты оси крена определены боковые реакции и проявляемое усиление возмущающего воздействия, что впервые позволяет находить углы увода осей при периодическом изменении КН с определением бокового смещения в совокупности за счет искажения кривизны траектории, сноса, запаздывания реакции машины доворотов подвески и пр. При частотах возмущения до 2Гц усиление силовых проявлений наблюдается в поперечном линейном направлении до 20% и в угловом до 40%.

11. Показана возможность аналитического определения доворота машины от вертикальной деформации подвески (на примере ВАЗ-2109), не прибегая к подробным динамическим моделям типа ФРУНД или ADAMS. Расхождение находилось в пределах 17%. При этом проектанту дается видение целенаправленного изменения параметров подвески для достижения желаемой цели.

12. Экспериментальные исследования по независимым направлениям предоставили возможность:

а) определять на основе испытаний поперечную жесткость оси, соответствующий коэффициент увода или, используя известные выражения для оценки увода, находить поперечную жесткость (если объект испытания отсутствует);

б) установить статистические оценки угловых перемещений РК при подрули-ваниях в диапазоне скоростей 30-150 км/ч, что позволяет иметь ориентир для обоснования тестовой оценки У ближайшей по классу машины;

в) установить статические оценки по силовым проявлениям в рулевом приводе, количественно оценить величину дестабилизирующего момента.

Точность воспроизведения приведенных смещений в испытаниях составила 8%. Анализ результатов позволяет утверждать, что виртуальный и рекомендуемый метод прогнозирования позволяют получать близкие в пределах 6% оценки точности вое произведения траектории. Расхождение результатов дорожного испытания, виртуального эксперимента и прогнозируемого расчета составило соответственно 19% и 14%.

Полученные результаты и выводы используются: в конструкторско-исследовательских отделах предприятий ОАО ВгТЗ, ВЗТМ (Волгоградский завод трол. машин), ОАО Волжский Автобусный Завод, ОАО «УАЗ», ОАО «КАМАЗ», ОАО «ИжАВТО», ремонтио-сервисном предприятии Волгоград-«ПУМАС»; при экспертизе ДТП; в учебном процессе ВолгГТУ.

Содержание диссертации отражено в публикациях:

1. Ходес И.В. Повышение технического уровня колесной машины на базе расчетно-теоретического обоснования параметров управляемости: монография; ВолгГТУ. - Волгоград, 2005, - 363с.

Публикации, входящие в перечень ВАК. '

2. Ходес И.В. и др. Боковые смещения двухосной колесной машины при периодическом силовом воздействии на ее рулевое управление.// Автомобильная промышленность, 2004г, №11, с. 16-19.

3. Ходес И.В., Победин А. В. Обоснование начальных условий и характеристик переходного процесса при анализе вынужденных колебаний.// Справочник. Инженерный журнал., №1/2005г.,с. 51-54.

4. Ходес И.В. и др. Поперечные угловые колебания двухосной колесной машины в режиме периодических нодруливаний.// Известия Волгоградского государственного технического университета, серия «Транспортные наземные средства», выпуск 1, №3, 2004г., с. 91 - 96.

5. Ходес И.В. и др. Оценка управляемости двухосной колесной машины. // «Тракторы и сельхозмашины», 2, 2004г., с.15-18.

6. Ходес И.В. Корректирующие повороты рулевого колеса при прямолинейном движении. «Автомобильная промышленность», №3,2006, с.20-22.

7. Ходес И.В. Анализ и обоснование стабилизационных свойств колесной машины. «Техника машиностроения», №4,2005г, с.37-41

8. Ходес И.В. и др. Концептуальные основы «САПР - трактор»// «Тракторы и сельскохозяйственные машины», № 1, 1990г, с. 11-13.

9. Ходес И.В. Показатели управляемости колесной машины. «Справочник. Инженерный журнал», №9, 2006г, с. 50-55.

10. Ходес И.В и др. Дестабилизирующее свойство управляемой оси колесной машины. «Тракторы и сельхозмашины» №2,2006, с. 10-13.

11. Ходес И.В и др. Соотношение жесткости и бокового увода. «Тракторы и сельхозмашины» №3,2006, с Л 8-20.

12. Ходес И.В. Расчетно-теоретическая оценка управляемости двухосной колесной машины в режиме корректировки прямолинейного движения. «Техника машиностроения», №2, 2005, с.64-73.

13. Ходес И.В. Искажение траектории за счет неопределенности рулевого привода. «Автомобильная промышленность», № 3, 2007г.

14. Ходес И.В. Расчетно-теоретические показатели управляемости колесной машины. «Приводная техника». №4, 2006г., с. 41-45.

15. Ходес И.В. Расчетно-теоретические показатели управляемости автомобиля. «Автомобильная промышленность», №5,2006, с. 23-25._

16. Ходес И.В. Стабилизация движения колесной машины: Учебное пособие/ВолгГТУ, Волгоград, 2000, - 66с.

17. Ходес И.В Управляемость двухосной тягово-транспортной колесной машины: Учеб. по-собие/ВолгГТУ, Волгоград, 2003 - 80с.

18. Ходес И.В и др. Автоматизированное проектирование подвески трактора/ Учеб. пособие, Волгоград, 1990, 73с.

19. Ходес И.В. и др. Исследование динамики МТА с помощью ЭВМ / Учеб. пособие, Волгоград, 1990, 73 с.

Прочие публикации.

20. Ходес И.В. Кинематическая неопределенность рулевого привода. // Межвуз. сб. науч. тр. «Колесные и гусеничные машины». Вып. 1. -М.: МГТУ «МАМИ», 2004г.

21. Ходес И.В. и др. Расчетное определение конструктивных параметров подвески с заданной нелинейной характеристикой// Межвузовский сборник «Повышение надежности, долговечности и тягово-сцепных качеств тракторов» вып.2. МАМИ, 1976г.

22. Ходес И.В. и др. Расчетно-теоретичсское определение параметров управляемости двухосного автомобиля в режиме подруливаний. «Прогресс транспортных средств и систем - 2005»: материалы международной научно-практ. конф. - в 2-х ч. - чЛ. / ВолгГТУ; Волгоград, 2005, с. 140-142.

23. Ходес И.В. и др. Статистическая оценка стабилизации прямолинейного движения колёсных машин// Вопросы проектирования и экспл. наземного колёсного транспорта. «Межвузовский сб. науч. трудов». Тверской гос. техн. ун-т. Тверь, 2001г. с. 93-101.

24. Ходес И.В. Обоснование величины стабилизирующего момента колесной машины в режиме поворота.// Тематический сборник научных трудов наземные транспортные системы: межвуз. сб. науч. тр. /ВолгГТУ - Волгоград, 1999г. - с. 57 - 59.

25. Ходес И.В. Обоснование величины стабилизирующего момента колесной машины в режиме поворота // Наземные транспортные системы: Межвуз. сб. науч. тр. / ВолгГТУ. - Волгоград, 1999 г.-С.57-59.

26. Ходес И.В. Обоснование расчётно - теоретических показателей прогнозирования управляемости двухосной колёсной машины в режиме периодического отклонения управляемых колёс // Современные тенденции развития автомобилестроения в России: Сб. тр. Всероссийской науч. - технич. конф. -Тольятти: ТГУ, 2003 г. - С. 116-121.

27. Ходес И.В. Обоснование расчетного метода оценки управляемости. // «Прогресс транспортных средств и систем». 4.1. Материалы международной на-уч.-практ. конф. /7-10 сент. 1999г/ Волгоград, ВолгГТУ и др- Волгоград, 1999г.- 4.1.

28. Ходес И.В. Расчетно-теоретические показатели управляемости. // «Прогресс транспортных средств и систем». 4.1. Материалы международной на-уч.-практ. конф. /7-10 сент. 1999г/ Волгоград, ВолгГТУ и др- Волгоград, 1999г.- 4.1.

29. Ходес И.В. Стабилизация прямолинейного движения колесной машины// «Прогресс транспортных средств и систем». 4.1. Материалы международной на-уч.-практ. конф. /7-10 сент. 1999г/Волгоград, ВолгГТУ и др- Волгоград, 1999г.- 4.1.-С.143 - 145.

30. Ходес И.В., Бондаренко М.В. Поперечные угловые колебания двухосной колесной машины в режиме периодических подруливаний. Сб. материалов IX международной науч.-техн. конф. «Совершенство конструкций и методов эксплуатации авто-бронетанковой техники», том 1, 2005г, с. 137-144.

31. Ходес И.В., Бондаренко М.В. Расчетно-теоретические показатели управляемости автомобиля при прямолинейном курсовом направлении. Сб. материалов IX международной науч.-техн. конф. «Совершенство конструкций и методов эксплуатации авто-бронетанковой техники», том 1,2005г, с. 145-152.

32. Ходес И.В., и др. Поперечные смещения автомобиля за счет неопределенности связей в рулевом приводе. Сб. материалов IX международной науч.-техн. конф. «Совершенство конструкций и методов эксплуатации авто-бронетанковой техники», том 1,2005г, с. 153-160.

33. Ходес И.В. и др. Анализ силовых воздействий на автомобиль в поперечной плоскости при движении с подруливаниями. «Прогресс транспортных средств и систем - 2005»: материалы международной научно-практ. конф. - в 2-х ч. - чЛ. / ВолгГТУ; Волгоград, 2005, с. 140-142.

34. Ходес И.В. и др. Анализ стабилизационных свойств управляемых колёс тягово-транспортной машины// Тематический сб. науч. трудов Наземные транспортные системы: Межвуз. сб. науч. тр. / ВолгГТУ - Волгоград, 1999г. - с. 84 - 85.

35. Ходес И.В. и др. Взаимосвязь кинематических параметров поворота колесной машины с переменным возмущающим фактором// «Прогресс транспортных средств и систем 2002». Материалы международной н/п конф.(8-11 октября 2002г.)/ ВолгГТУ, Волгоград 2002г., с. 206 - 208.

36. Ходес И.В. и др. Виброактивность ведущего участка гусеничного движителя.// «Тракторы и сельхозмашины», №10,1998г., с. 38.

37. Ходес И.В. и др. Выражение центробежной силы при периодическом законе изменения возмущающего фактора// « Прогресс транспортных средств и систем 2002». Материалы международной н/п конф.(8 - 11 октября 2002г.)/ ВолгГТУ, Волгоград 2002г., с. 206 - 208.

38. Ходес И.В. и др. Автоматизированная система исследования крутильных колебаний в силовых валопроводах// XV конференция по вопросам рассеяния энергии при колебаниях механических систем. Тезисы доклада. АНЧССР.

39. Ходес И.В. и др. Исследование влияния фаз поворота звездочек на уровень вертикальных и угловых колебаний остова трактора.// Труды международной конференции в Болгарии «MOTOAUTO - 98»,ISBN 954 - 90272-28,том III, 14-16 октября 1998г.

40. Ходес И.В. и др. Математическая модель поперечных горизонтальных колебаний двухосной колесной машины // Проблемы машиностроения и технологии материалов на рубеже веков: Сб. статей VIH Международной научно-технической конференции. Часть I. - Пенза: ПТУ, 2003г.-С. 59-62.

41. Ходес И.В. и др. Обобщенная математическая модель плавности хода гусеничного трактора с эластичной подвеской// III Всесоюзное совещание «Динамика и прочность автомобиля» 22 -25 ноября. Москва 1988г.

42. Ходес И.В. и др. Обоснование параметров установки направляющих колёс транспортной машины // Наземные транспортные системы: Межвуз. сб. науч. тр./ ВолгГТУ. - Волгоград, 2002 г. - С. 67-70.

43. Ходес И.В. и др. Расчет на СМ ЭВМ основных параметров подвески трактора в диалоговом режиме// III Всесоюзное совещание «Динамика и прочность автомобиля» 22 - 25 ноября. Москва 1988г.

44. Ходес И.В. и др. Формирование собственного спектра силовой передачи// Тезисы докладов «Динамика и прочность автомобиля» 25-27 сентября, Волгоград, 1990г.

45. Ходес И.В. Комплекс программ расчета характеристик динамических процессов в силовых передачах транспортных машин// III Всесоюзное совещание «Динамика и прочность автомобиля» 22-25 ноября. Москва 1988г.

46. Ходес И.В. Определение фактической боковой жёсткости эластичного колеса автомобиля // Эффективность реализации научного ресурсного и промышленного потенциала в современных условиях: Материалы Третьей Промышленной конференции, 24-28 февр. 2003 г. / п. Славское, Карпаты - Киев: УИЦ "Наука. Техника. Технология", 2003, С. 70.

47. Ходес И.В., Колосов Определение фактической боковой жесткости эластичного колеса автомобиля // Эффективность реализации научного ресурсного и промышленного потенциала в современных условиях: Материалы Третьей Промышленной конференции, 24-28 февр. 2003 г. / п. Славское, Карпаты - Киев: УИЦ "Наука. Техника. Технология", 2003, С. 70.

48. Ходес И.В. и др. Расчётно-теоретическое обоснование углов установки управляемых колёс тягово-транспортных машин// Доклад 38-й научной конференции ВолгГТУ, 2001г.

49. Ходес И.В. и др. Пневморессора// Авт. Свид.№1025533.

50. Ходес И.В. и др. Подвеска передних управляемых колес автомобиля// Патент №2232683 Россия. МКИ. В606 3/18.

51. Ходес И.В. и др. « Подвеска трактора»// Авт. свид.№ 2002652 В62 Д 55/08,1993г.

52. Ходес И.В. и др. Портативная экспериментальная установка для тензометрирования силовых нагружений натурных деталей в процессе эксплуатации ЭВМ// Региональная конференция молодых исследователей. Волгоград, 21-24 ноября 2001г., с. 68 - 70.

53. Ходес И.В. и др. Анализ конструктивных причин дестабилизации прямолинейного движения колесной машины// Региональная конференция молодых исследователей. Волгоград, 21 -24 ноября 2001г., с. 68 - 70.

» >;

Подписано в печать 1А. 02 .2007 г. Заказ № 117 . Тираж 100 экз. Печ. л. 2,0 Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография РПК «Политехник» Волгоградского государственного технического университета. 400131, г. Волгоград, ул. Советская, 35

ВВЕДЕНИЕ.

1. УПРАВЛЯЕМОСТЬ ТЯГОВО-ТРАНСПОРТНОЙ 14 МАШИНЫ ПРИ ИЗМЕНЕНИИ КУРСОВОГО НАПРАВЛЕНИЯ.

1.1. Основные определения, законодательные и потребительские 14 свойства.

1.2. Расчетно-теоретическое прогнозирование параметров управляе- 23 мости транспортной машины (автомобиля).

1.3. Расчетно-теоретическое прогнозирование параметров управляе- 33 мости тяговой машины.

1.4. Проблемы улучшения качества управляемости.

2. СТАБИЛИЗАЦИЯ ДВИЖЕНИЯ.

2.1. Качение колеса при боковой нагрузке, коэффициенты бокового 45 увода и жесткости.

2.2. Параметры установки управляемых колес УК.

2.3. Стабилизирующие свойства управляемой оси машины.

2.4. Статистические характеристики параметров установки УК.

2.5. Стабилизирующие и дестабилизирующие свойства УК.

3. КОРРЕКТИРОВКА ПРЯМОЛИНЕЙНОГО НАПРАВЛЕНИЯ 80 (ПОДРУЛИВАНИЕ) И КИНЕМАТИКА ДВИЖЕНИЯ ПРИ УПРАВЛЯЮЩИХ ВОЗДЕЙСТВИЯХ.

3.1. Аппроксимация отклонения УК функцией синуса. Вариант 1.

3.2. Аппроксимация поперечного смещения функцией синуса. 85 Вариант 2.

3.3. Аппроксимация курсового отклонения функцией синуса. Вариант 3.

3.4. Аппроксимация поперечного смещения кубической параболой. 92 Вариант 4.

3.5 Аппроксимация поворота УК функцией параболического синуса. 94 Вариант 5.

4. ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ ПРИ ПЕРИОДИЧЕСКИХ 97 ЗНАКОПЕРЕМЕННЫХ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ ВОЗМУЩЕНИЯХ.

4.1. Аппроксимация возмущающего фактора при «синусоидальных» 97 колебаниях и переходные процессы.

4.2. Центробежная сила при статическом соотношении боковой силы 104 и угла увода.

4.3. Центробежная сила с учетом динамического соотношения боко- 115 вой силы и угла увода по М.В. Келдышу.

4.4. Центробежная сила в неустановившемся режиме движения ма- 125 шины с подруливанием.

4.5. Возмущающий кинематический момент в горизонтальной плос- 136 кости.

4.6. Колебания в поперечном линейном направлении и угловые в го- 138 ризонтальной плоскости с определением поперечных реакций на опорных осях.

4.7. Колебания угловые в поперечной вертикальной плоскости.

5. РАСЧЕТНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГРАНИЧНЫХ УСЛОВИЙ 169 УПРАВЛЯЕМОСТИ В РЕЖИМЕ КОРРЕКТИРОВКИ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ (ПОДРУЛИВАНИЙ).

5.1. Описание физической картины условий движения и последова- 170 тельности определения граничных условий.

5.2. Динамическая модель и дифференциальные уравнения.

5.3 Обоснование возмущающего кинематического воздействия.

5.4. Углы увода.

5.5. Центробежная сила.

5.6. Боковые реакции на опорных осях и коэффициент усиления от 184 колебаний.

5.7. Угловые поперечные колебания и нормальные реакции колесных 185 опор.

5.8. Коэффициенты бокового увода и жесткости.

5.9. Обоснование и оценка параметров управляемости.

6. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ НЕОПРЕДЕЛЕННОСТЬ РУЛЕВОГО 205 ПРИВОДА.

6.1. Статическая неопределенность.

6.2. Динамическая неопределенность.

7. АНАЛИЗ И РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННЫХ ОПРЕДЕЛЕНИЙ 228 ПАРАМЕТРОВ УПРАВЛЯЕМОСТИ.

7.1. Формирование блока исходных величин.

7.2. Анализ соотношений для определения центробежной силы ЦС в 234 конечных квадратурах.

7.3 Анализ ЦС в зависимости от продольного смещения центра 238 масс.

7.4. Поперечные реакции на опорных осях и коэффициент усиления 242 от колебаний.

7.5. Коэффициент усиления от поперечных угловых колебаний.

7.6. Нормальные реакции на опорных колесах.

7.7. Численный расчет и оценка управляемости автомобиля «Renault 248 Laguna II».

8. РАСЧЕТНО-ТЕСТОВАЯ ОЦЕНКА УПРАВЛЯЕМОСТИ.

8.1. Описание физической картины тестовой оценки.

8.2. Расчет коэффициентов увода, боковой жесткости осей машины, 259 центробежной силы и боковых реакций.

8.3. Оценка граничных условий управляемости.

8.4. Оценка управляемости в режиме подруливаний.

8.5. Примерный тестовый расчет управляемости автомобиля «Niva 265 Chevrolet» и «Renault Cangoo».

9. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ.

9.1. Объекты исследований.

9.2. Определение боковой жесткости шин.

9.3. Статистическая характеристика угловых перемещений рулевого 283 колеса.

9.4. Тензометрическое определение силового нагружения рулевых тяг

9.5. Сопоставление результатов теоретических и экспериментальных 308 исследований.

10. КОНСТРУКТИВНЫЕ МЕРОПРИЯТИЯ ПО УЛУЧШЕНИЮ 316 ПАРАМЕТРОВ УПРАВЛЯЕМОСТИ.

10.1 Стендовая установка для селективного подбора схождения.

10.2. Адаптивная подвеска передних управляемых колес.

10.3 Формирование свойств управляемости на стадии проектирования 320 11. СПРАВОЧНЫЙ ПЕРЕЧЕНЬ РАСЧЕТНО

ТЕОРЕТИЧЕСКИХ СООТНОШЕНИЙ ДЛЯ ОЦЕНКИ

ПАРАМЕТРОВ УПРАВЛЯЕМОСТИ.

ВЫВОДЫ

В ряду эксплуатационных свойств тягово - транспортных систем ТТС (преимущественно автомобилей и тракторов) управляемость является важнейшим показателем качества, определяющим безопасность движения на транспортных операциях и агротехнические требования в составе тракторного агрегата. Эти свойства ТТС обеспечивают уверенность водителя в реализации задаваемого режима движения, исключает самопроизвольное возникновение опасного отклонения от него и сохраняет возможность быстрой корректировки с последующей стабилизацией того же режима.

По данным ОГИБДЦ Волгоградской области (отчёты ГИБДД по форме №5 о ДТП за 12 месяцев 1992-2002) ежегодно в среднем 24% (около 400) всех ДТП связано с потерей управляемости на прямолинейном участке, в том числе в процессе манёвра "переставка" по причинам психоэмоционального состояния водителя, метеоусловий, состояния дорожного покрытия, разъезда со встречным транспортом, а также нарушения технических и потребительских правил эксплуатации, например, значительных отклонений давления в шинах, использования различных типов шин, неэффективного распределения массы по салону и багажнику, нарушение углов установки и т.д.

При этом взаимодействуют три фактора: внешняя среда, машина, водитель. Обычно внешняя среда считается инертной и мало изменяющейся по времени (хотя это утверждение не бесспорно: порывы ветра, участки скользкой дороги). Существенным считается влияние психомоторных свойств водителя. Однако последние неоднозначны. И даже состояние одного и того же водителя зависит от дорожной обстановки, усталости, эмоционального состояния.

Именно неустойчивость внешней обстановки вынуждает водителя более Г ряжённо отслеживать движение машины с учётом допустимой скорости запаздывания управляющего сигнала. Вредна и избыточная устойчивость, так как ограничиваются маневренные возможности, что приводит, опять же, к повышенной напряжённости внимания водителя. Поэтому предполагается, что устойчивость движения должна обеспечиваться конструктивными параметрами самой машины, стабилизируя заданный режим или позволяя быстрый и уверенный переход к другому в зависимости от управляющего сигнала водителя.

Стабилизация и управляемость КМ в совокупности должны обеспечить уверенность водителя в реализации задаваемого режима движения, исключить самопроизвольное возникновение опасного отклонения от него и сохранить возможность быстрой корректировки с последующей стабилизацией того же режима. Управление КМ с недостаточными указанными свойствами затруднительно, так как машина "рыскает" или уклоняется в сторону и для поддержания необходимого направления движения требует постоянной корректировки, увеличивая нервное напряжение с приложением дополнительных усилий особенно при толчках и ударах со стороны дороги. Вредна и избыточная устойчивость, так как ограничиваются маневренные возможности, уменьшается чувствительность рулевого управления, а также притупляется так называемое "ощущение дороги", что также приводит к повышенной напряжённости внимания водителя.

С точки зрения практических целей при разработке новых КМ, модернизации существующих, а также при выработке рациональных эксплуатационных параметров важнее становится не только причина нарушения управляемости, а реакция КМ на неё и поведение, в том числе, после управляющих воздействий водителя на рулевой механизм с последующей корректировкой и стабилизацией направления движения.

Поэтому предполагается, что стабилизация и управляемость движения КМ должны обеспечиваться конструктивными параметрами самой машины, стабилизируя заданный режим или позволяя быстрый и уверенный переход к другому режиму в зависимости от действия водителя, как управляющего звена, которое при математическом анализе можно аппроксимировать упрощённой моделью возмущающей функции.

Движение КМ сопровождается чередующимися с разным периодом, амплитудой и скважностью корректирующими воздействиями водителя на управляемые колёса (УК) через рулевой механизм для поддержание прямолинейной траектории, искажаемой от действия внешних и внутренних конструктивных факторов. При этом речь не идёт о каком-то конкретном эксплуатационном режиме, а подразумевается весь их возможный спектр, включая криволинейное движение со значительным поворотом рулевого колеса, манёвр "переставка", прямолинейное движение и др.

Вопросам устойчивости и управляемости в настоящее время уделяется всё большее внимание в литературе. Ряд исследований [28, 36, 47, 50, 52, 64, 71, 82, 85, 91, 97], показывают, что строго прямолинейного движения не существует, имеют место «виляние» УК, вызывающее поперечные колебания КМ и изменение направления. Даже интуитивно мы понимаем, что движение по прямой сопровождается постоянной корректировкой для восстановления заданного курса, отклонение от которого может вызывать масса причин. Если рассматривать современные интенсивные потоки движения КМ по дорогам общего пользования с их постоянными вынужденными "переставками", то вопрос о возможности быстрой корректировки прямолинейного курса после переезда на соседнюю полосу движения становится особенно актуальным.

Итак, очевидно, что обычное прямолинейное движение является неустановившимся режимом и наилучшим образом характеризуется присущими ему периодическими знакопеременными отклоненими УК около своего нейтрального положения. Обосновывая, таким образом, расчётно - теоретические показатели, связанные с указанной особенностью, мы можем давать более точную оценку именно качества управляемости современной КМ, а специальным введением такого режима при больших амплитудах и меньших периодах, имитируя "переходный" режим, связанный с увеличением фактического коридора движения по сравнению с задаваемой кинематикой через рулевой механизм, возможно определение граничных параметров корректирующих воздействий по условиям безопасности или Правил Дорожного Движения (ПДД). Рассмотрев основные конструктивные факторы, способствующие стабилизации движения, к которым, прежде всего, следует отнести геометрические установочные параметры подвески УК, и факторы дестабилизации, которые, как будет показано, являются следствием несоответствия этих же параметров на левой и правой сторонах, возможны рекомендации по повышению управляемости, прежде всего, прямолинейного движения, как наиболее типичного режима с характерным проявлением явления периодических отклонений УК.

При этом следует неоднозначное толкование различными авторами определений устойчивости, управляемости, стабилизации, манёвренности ТТС и выделение оценочных показателей для численных характеристик перечисленных свойств. Учитывая и признавая безусловно научную значимость указанных свойств ТТС в приводимом перечне литературы, в первую очередь, следует учитывать Правила Европейской Экономической Комиссии ООН (ЕЭКООН), которые содержат единообразные предписания к конструктивным элементам ТТС и перечню их свойств, предусмотренных для движения по транспортным магистралям с обеспечением безопасного использования. К указанным Правилам присоединились Япония, США, Канада и другие (всего 33) страны, что в перспективе может привести к выработке единых международных требований в рамках ООН. Наша страна в 1987 году объявила о присоединении, в 1993 году утверждён ГОСТ Р "Система сертификации механических транспортных средств и прицепов" и с 1 июля 2000 года в форме ГОСТ Р серии 44 объявлен документом прямого действия на территории страны [143], а в последующем ГОСТ 52302-2004.

Наряду с привлечением известного материала, упомянутого выше, изложены собственные разработки, связанные с исследованием управляемости в режиме периодического знакопеременного отклонения управляемых колёс УК, присущего обычному прямолинейному движению или специальному введению такого режима при больших амплитудах и меньших периодах для оценки качества управляемости, связанного с увеличением фактического коридора движения по сравнению с задаваемой кинематикой через рулевой механизм. При этом определение поперечной силовой нагрузки ведётся с учётом бокового увода за счёт податливости эластичных опорных колёс и, кроме того, с учётом возникающих колебаний в горизонтальном поперечном направлении с возможным резонансным режимом за счёт той же податливости колёс. При этом отмеченная податливость оценивается их боковой жёсткостью и демпфированием за счёт гистерезисных потерь в материале пневмо-шины и деталях подвески (реактивные поперечные штанги, сайлентблоки рычагов и др.). Изложен оригинальный подход к определению (в конечных квадратурах) центробежной силы в режиме изменения радиуса движения машины с учётом боковой эластичности пневмошин и прочих массо-геометрических характеристик. При этом показана необходимость учёта изменений коэффициента бокового увода опорных колёс, различая его для колеса и опорной оси, в дополнении к уточнениям по Д.А. Антонову в зависимости от нормальной, тангенциальной нагрузки, условий сцепления и пр. [1].

Величина центробежной силы самодостаточна для нахождения боковых реакций на опорных осях и выявлению предельных условий по устойчивости (занос, опрокидывание) в режиме входа в поворот. Но при периодических знакопеременных отклонениях УК возникают колебания в поперечном горизонтальном направлении. И центробежная сила входит в дифференциальные уравнения колебаний возмущающим фактором. Кроме того, следует учитывать и неустановившийся характер центробежного усилия, что проявляется в боковом уводе на основе уравнения М.В. Келдыша.

При этом учитываются поперечные угловые колебания, в которых проявляется динамическая составляющая поперечного момента с учетом высоты оси крена, обусловленного схемой и параметрами подвески. Проявляемый динамический момент вызывает перераспределение опорных реакций на колесах и влияет, с свою очередь на боковой увод и параметры поперечных линейных колебаний и боковые реакции колес, обуславливающих граничные условия управляемости и изменение коридора движения за счет указанных факторов.

Дополнительно к этому изложен расчетный метод определения боковых смещений машины из особенностей проявления кинематической неопределенности связи рулевого механизма с управляемыми колесами УК и динамического проявления упругих отклонений УК в зависимости от управляющих воздействий и параметров упругой связи.

Одновременное проявление указанных ситуаций (неустановившийся увод и колебания) следует учитывать в результирующей боковой нагрузке, влияющей на безопасность движения по боковой устойчивости. Считаю указанное направление по одновременному учёту влияния неустановившегося увода и колебаний на поперечную устойчивость перспективным с целью обоснования прогнозируемого комплекса расчётно-теоретических показателей управляемости машин ТТС как наиболее соответствующего оценки именно качества управляемости.

Результаты расчетных определений позволяют рекомендовать блок оценочных показателей, по которым можно иметь объективное суждение о важнейшем качестве автомобиля - управляемости.

Выход i I—

ПЗУ ; | f ;

МП

11 ЭВМ ■ I | Принтерный порт "LPT"

Мультиплексор -1h

Усилитель 1

Вход 1

АЦП

Усилитель 2

Л ]|

II

I I

Вход 2 | -----Г' I

ПЗУ - "Винчестер"

Программа обработки данных -1

Графическое и численное представление результатов

Рис.9.10. Структурная схема исследовательского оборудования

--жёсткая связь; ---- - кинематическая жёсткая связь; • — шины данных; . - шины управляющих сигналов

R?

Рис.9.11. Схема измерительного тензомоста

Итак, при реальной работе моста, то есть при условиях <т>0; t>0 и МИ31>0:

R,+AR)(R3+AR)>R2R4 => иизм>0.

Для сохранения работоспособности датчиков при наклейке при относительно большом диаметре тяг (16 мм), их база выбрана в 5 мм (ширина 5 мм). Провода, идущие от датчиков обеих тяг, для защиты от электромагнитных волн экранированы с "заземлением" на минус.

Ниже приведён сопутствующий расчёт тензомоста с определением выходных параметров, учитывая, что сопротивление датчиков Ri=R2=R3=R4= =R®179 Ом; сопротивление моста RM=(R1+R4)(R2+R3)/(R1+R2+R3+R4)=R; модуль продольной упругости стали (модуль Юнга) Е=0.21х106 Мпа [102]; количество рабочих плеч п=2; напряжение питания игшт=15 В; максимальные напряжения сг, возникающие в тягах, и частота их изменения f- неизвестны.

В литературе точных данных о максимальных напряжениях ст нет, хотя иногда приводятся из возможные величины. Так Й.Раймпель [64] приводит следующий диапазон сил при реально действующих нагрузках на управляемые колёса: от ±100 до ±1400 Н, которые при ударе могут возрасти до ±9000 Н. И.П.Чайковский [100] даёт несколько иной диапазон: от ±1000 до ±2000 Н. Ударные же нагрузки, по его мнению, вызывают меньшие усилия в тягах: максимум до ±4600 Н. На основании приведённых данных считаем, что при прямолинейном движении усилие в тягах не будет превышать ±2000 Н.

Рулевой приво;

Рис.9.12. Место и положение датчиков при наклейке

Прибор "АЗУ ТеК" включает в себя электронную схему, выполненную на двух платах, питающуюся от автономного источника питания. Так как процессор способен работать только с цифровыми сигналами, а с датчиков поступают аналоговые, то их следует преобразовать. Это осуществляет ана-логово-цифровой преобразователь АЦП. В данной конструкции применена наиболее известная стандартная АЦП - микросхема К1113ПВ1, имеющая пределы оцифровки ±5 В. Последняя рассчитана на роботу только с одним сигналом, тогда как нам необходима обработка двух. Поэтому, чтобы не усложнять схему, перед АЦП включаем стандартный мультиплексор К561КП2, назначение которого состоит в последовательном переключении двух каналов входа с одним каналом выхода. То есть, если первый сигнал пройдёт в АЦП с левой тяги, то второй уже - с правой. Третий - снова с левой и так далее. Напряжение в измерительной диагонали - милливольты слишком мало для обработки их даже специализированным АЦП преобразователем, диапазон воспринимаемых напряжений которого измеряется вольтами. Поэтому перед мультиплексором включён усилитель напряжения. Усилитель выполнен по стандартной схеме на трёх микросхемах КР140УД20, имеющих ограничение по напряжению от - 3.9В до +4.2В, и позволяет усиливать каждый канал отдельно.

Алгоритм обработки цифровых сигналов, поступивших с АЦП задаёт программа, "зашитая" в микросхему с постоянной памятью ПЗУ КС573РФ2 и реализует микропроцессор МП фирмы Intel 80СЗ IN. Непосредственно запись сигналов осуществляется в оперативную кэш-память ОЗУ UM61256K-25, имеющую способность к сверхскоростной записи. В целях упрощения электронной схемы применены только две упомянутые микросхемы, память каждой их которых составляет 32 Кбайт. Следовательно, с выбранной частотой дискретизации 100 Гц запись будет идти 16x1024x2/100=327.68«328 секунд или 5 минут 28 секунд. При скорости, например, 80 км/ч машина проедет 80x1000x328/3600^7 км. Для анализа силового нагружения в направлении поворота УК это более чем достаточно. Однако, чтобы иметь возможность вести запись не так долго при тестовых заездах, а также при обширном плане исследований и отсутствии длинных прямолинейных полигонов, целесообразно иметь второй - более короткий режим записи. Увеличим частоту дискретизации в десять раз, то есть до 1000 Гц («6283 с"1). Тогда время записи будет в десять раз меньше и составит всего примерно 33 секунды. Соотношение количества сигналов, записанных за известное время, определят отметки времени при расшифровке информации.

Следует указать, что перед каждым новым испытанием желательно сбалансировать тензомосты. Для этого к гнёздам "балансируемое напряжение" на задней панели подключается цифровой вольтметр, способный воспринимать милливольты. Ручками "балансировка" балансируют оба канала, а именно добиваются нулевых значений балансируемого напряжения. Так как последнее снимается после усилителей, то понятно, что настроить его может оказаться достаточно сложной задачей, потому что повышенная чувствительность электронной схемы улавливает даже незначительные наводки.

Тарировка датчиков и оценка точности измерений исследуемых параметров. В случае использования тензодатчиков для повышения точности желательно тарировать непосредственно рабочий узел. Для этой цели была собрана конструкция, на которой с помощью промежуточных согласующих элементов последовательно были закреплены по очереди обе рулевые тяги и образцовый динамометр типа ДОСМ-О.З с индикатором №352, работающий на сжатие и имеющий пределы измерения 30.300 кгс. Для включения используемого динамометра сжатия в цепь растяжения для него был сконструирован и сварен специальный "переходник".

Для определения связи параметра исследования, то есть получаемой в результате эксперимента величины усилий растяжения-сжатия, возникающих в рулевых тягах, с определяемым параметром - суммарным дестабилизирующем моментом на управляемых колёсах применим упрощённую расчётную схему [41], показанную на рисунке 9.13. Видим, что N = MCT/hTp = FcyMRB/hTp. Тогда абсолютная разница стабилизирующего момента на левом и на правом колёсах |МСТЛ-МСТП| даст нам суммарный дестабилизирующий момент SAM:

EAM=hTp|Nn-Nn|, где hTp=0.15 м для ВАЗ-2106.

R„ сум тр N

Рис.9.13. Упрощённая расчётная схема: RB- плечо возмущения; hTp - высота рулевой трапеции; V - вектор скорости; FcyM - суммарная продольная сила; N - осевое усилие в боковой тяге.

Результаты экспериментальных исследований. Представление всей 33-х секундной записи процесса колебаний усилий в левой и правой тягах в табличном или удобном для последующего анализа графическом виде займёт достаточно много места. Таким образом, для визуального представления ограничимся лишь несколькими отрезками графической интерпретации в разные моменты времени длинной, не превышающей трёх-четырёх периодов колебаний. На рисунке 58 показаны пять отрезков по 0.3 секунды записи: 00.3 с; 7.0-7.3 с; 15.0-15.3 с; 22.0-22.3 с; 30.0-30.3 с.

На общем координатном рисунке наложены две координатные сетки с общей осью ординат. Одна, с нижней осью абсцисс - для описания процесса колебаний усилий в тягах. Другая, с осью абсцисс посередине сетки - для описания процесса колебаний суммарного усилия. Две оси абсцисс целесообразны для наглядности, так как суммарное усилие может принимать значения как больше, так и меньше нуля. Оси абсцисс являются осями времени с 30-ю делениями по 0.01 с. Ось ординат является осью усилий в тягах с 28 (или ±14) делениями по 230 Н.

Анализ результатов экспериментальных исследований. На основании экспериментальных данных определим следующие характеристики: 1) Качественное подтверждение наличия колебаний УК в горизонтальной поперечной плоскости; 2) Средняя частота колебаний левого и правого колёс; 3) Средняя частота суммарного дестабилизирующего момента; 4) Средняя амплитуда колебаний суммарного дестабилизирующего момента влево и вправо; 5) Средняя амплитуда суммарного дестабилизирующего момента; 6) Максимальные и минимальные значения амплитуды суммарного дестабилизирующего момента влево и вправо; 7) Боковое смещение автомобиля.

Из графиков (рис.9.14) видим, что усилие на тягах в процессе движения постоянно изменяется от нуля до какой-то максимальной величины с периодической сменой знака. То есть имеют место колебания, причём случайного вида с разной по времени частотой и со сдвигом фаз между левым и правым колёсами. При отсутствии прочих внешних возмущений это объясняется, прежде всего, нерегулярным микропрофилем дорожного покрытия. Итак, по результатам испытаний можно качественно подтвердить наличие при движе

Рис.9.14. Усилие в рулевых тягах (левая тяга; ираная тяга; суммарное усилие) в течение пяти промежутков времени по 0.3 с и масштабе по оси ординат - 230 Н

304 нии автомобиля ВАЗ-2106 с кинематически неподвижным ("закреплённым") рулевым колесом в своём нейтральном положении, соответствующем прямолинейному движению, колебаний усилий в рулевых тягах, что однозначно указывает на виляния (а не колебания, так как они случайны и несимметричны) УК в горизонтальной поперечной плоскости.

Средние частоты колебаний усилий в левой и правой тягах соответственно 10.943 Гц и 10.442 Гц. Средняя частота проявления суммарного дестабилизирующего момента - 10.741 Гц. Для процессов, происходящих в механических системах автомобиля это достаточно высокие частоты и как показано в главе 1.1.2, именно на них возможны автоколебания, диапазон существования которых лежит в пределах 10-15 Гц. Таким образом, можно утверждать факт проявления "шимми". Однако следует уточнить, что указанный суммарный дестабилизирующий момент является результатом сложения постоянной систематической составляющей, способной вызывать только смещение КМ в сторону или дестабилизирующего момента (см. гл.2.3) с изменяемой величиной "гиромомента". Отделить эти моменты друг от друга или выявить их относительную весомость в общей картине представляется достаточно сложной задачей. Имея для конкретного автомобиля теоретически рассчитанное по приведённой в главе 2.3 методике значение дестабилизирующего момента, такая оценка возможна.

Эксперимент показал, что усилия в левой и правой рулевых тягах со знаком минус, то есть являются сжимающими и не опускаются ниже 1700 слева и 1300 Н справа. Это очевидно, так как испытуемый автомобиль ВАЗ-2106 с заднеприводной компоновкой и продольные силы на передних УК -это силы сопротивления перекатыванию, которые всегда направлены против направления движения колёс. Под действием указанных сил последние стремятся повернуться вокруг своих осей поворота, чем вызывают именно сжимающие усилия в тягах, что продиктовано особенностями кинематики рулевого привода. Таким образом, даже при отсутствии колебаний УК определённые усилия должны присутствовать всегда, что и подтвердилось экспериментально.

Колебания усилий в левой и правой рулевых тягах лежат соответственно в пределах от -1725±51 до -4715+51 Н и от -1380+51 до -4830+51 Н. То есть усилия не превышают -5000 Н. Напомним, что испытания проводились при прямолинейном движении машины. При повороте же усилия в тягах возрастут на порядок [83]. Это лишний раз указывает на актуальность повышенных требований к рулевому управлению и в частности к рулевым тягам.

Конечной целью эксперимента являются не сами величины усилий в рулевых тягах во время движения, а изменение момента £ДМ. Диапазон амплитудных значений суммарного дестабилизирующего момента влево и вправо лежит соответственно в пределах 17.6.426.3 Нм и 34.5.444.9 Нм. Расчёты показали, что математическое ожидание амплитуды суммарного дестабилизирующего момента влево и вправо составляют соответственно 223.45±3.35 Нм и 242.20±3.66 Нм. Таким образом, предполагая, что при отсутствии внешних силовых воздействий и абсолютно одинаковых параметрах подвески левой и правой сторон передней оси явление "шимми" будет идентично проявляться для обоих УК. То есть разница суммарного дестабилизирующего момента на левом и правом колёсах покажет ту часть, которая вызвана несовершенством конструкции или конструкционный дестабилизирующий момент. Помимо этого больший момент укажет на направление его действия.

Итак, расчётный по экспериментальным данным конструкционный дестабилизирующий момент равен 18.75±0.56 Нм с действием вправо. В то время как расчётная величина - 17.01 Нм. Расхождение с экспериментом лежит в пределах от 6.49 до 11.9 %. Согласно математической статистике величина искомого дестабилизирующего момента будет тем точнее, чем большее время проводился эксперимент, однако указанную сходимость считаем приемлемой для доказательства достоверности расчётных выражений для определения конструкционной дестабилизации.

Боковое смещение за время заезда составило около 2 (1.84) метров вправо, то есть автомобиль сместился на указанное расстояние в бок с незначительным курсовым поворотом в том же направлении, то есть отклонился от прямолинейного направления движения. Только с целью проверки возможного влияния поперечного уклона дороги на смещение автомобиля в сторону от прямолинейного курса при движении был проведён дополнительный заезд по тому же участку, но в обратном направлении. Увод машины состоялся также вправо на расстояние около 2 (1.92) метров. Смещение в том же направлении относительно направления движения исключает указанное влияние внешнего возмущения, в частности уклона дорожного полотна.

Итак, прямолинейное движение автомобиля ВАЗ-2106 с "закреплённым" рулевым колесом сопровождается высокочастотным вилянием УК имея, судя по всему, природу явления "шимми", а также боковым смещением с отклонением от прямолинейного курса, природой которого являются, скорее всего, конструкционные дестабилизирующие факторы, образующие в совокупности дестабилизирующий момент, действующий всегда в одну сторону. Аналитическая связь указанного момента с величиной бокового смещения КМ на заданном расстоянии пока не установлена и во многом определится спецификой конкретной машины, а, значит, должна анализироваться, прежде всего, по результатам экспериментальных исследований, направленных специально на выявление этой связи. Это является отдельной задачей, которая в данной работе не ставилась.

9.5. Сопоставление результатов теоретических и экспериментальных исследований

Определение боковой жёсткости шин. Сопоставим экспериментальные значения боковой жёсткости шин с теоретическими, определёнными по выражению (98). Как известно, для расчёта коэффициента увода шин не существует единого выражения, употребимого всеми без исключения авторами. Предлагается множество вариантов как теоретических, так и эмпирических соотношений. Считаем уместным использовать три известных выражения для коэффициента увода легковых шин Кк для адаптации с теоретическими данными и проверки, тем самым, их справедливости: 1) Кк =0.78(ёш +2ВШХ100РШ +98)ВШ, [75];

2) Кк =145

0.7- К«

D,. г

Р D ш ш

В,

-2.032

R„

D„

Р D

V ш ш В ш у при ^ < 0,088 [91];

3)К =20.492R к 3f-2.2RK-^V, -<0,088 [91]. > к £) р D D ш

Результаты сравнения приведены в таблице 9.5. Видим, что если за достаточную сходимость результатов эксперимента и теории принять 20 %, то единственным, отвечающем такой точности (не более 6%) является выражение для расчёта коэффициента увода Кк шин 3). Расчёт по выражениям 1) и 2) для половины автомобилей показал ошибку более 20 %.

Итак, для теоретических расчётов коэффициента увода шин рекомендуется использовать только выражение 3), а соотношение (98) показало достаточную сходимость с экспериментальными данными, то есть является достоверным и также рекомендуется к использованию.