автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Разработка метода оценки колебательных параметров подвески при динамических испытаниях автомобилей

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ БРАТСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ ИНСТИТУТ

^ ¿Ь-

<?> #

На правах рукописи

ВИТКОВСКИИ Сергей Леонтьевич

Ш.629.114.4.012.8

РАЗРАБОТКА МЕТОЛА ОЦЕНКИ КОЛЕБАТЕЛЬШХ ПАРАМЕТРОВ ПОДВЕСКИ ПРИ ДИНАМИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЯХ АВТШЗМБШШЙ

Специальность 05.05.03 "Колесные и гусеничные машины"

АВТОРЕФЕРАТ лиссеоташи на соискание ученой степени кандидата технических наук

Бсатск 1998

Работа выполнена на каФелте "Автомобильный транспорт" Братского индустриального института

НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ

- кандидат технических наук.

доиент ЕНАЕВ А. А.

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ

- доктор технических наук.

профессор ШАЛДЫКИН В. П.

ВЕДУШЕЕЕ ПРЕДПРИЯТИЕ

- кандидат технических наук, профессор СТЕПАНОВ И. С.

- НИИ Мосавтотранс

Зашита состоится 3 июня 1998 года в 14.00 на заседании специализированного Совета К 063.49.01 при Московском Государственном техническом университете "МАМИ" по адресу: 105839. ГСП. г. Москва, ул.' Б. Семеновская. 38. МГТУ "МАМИ". ауд. Б-301.

С диссертацией можно ознакомится в научно-технической библиотеке МГТУ "МАМИ".

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенный печатью учреждения, просим направлять по вышеуказанному адресу.

Автореферат разослан 29 апреля 1998 г.

Ученый секретарь

специализированного Совета К. 063.49.01

кандидат технических наук, доиент

Порядков В. И.

СШАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Б настоящее время в нашей стоане пси конструировании новых аьтомомбилей все большее внимание отлается чисто потребительским свойствам автомобиля таким, как эргономика, оснащенность компьютерной техникой, противоугонными системами, средствами активной и пассивной безопасности. Сюда же следует отнести и плавность хода - свойство автомобиля, важное и для потребителя, и для государства (безопасность движения). Вопросы плавности кода в теории автомобиля развивались достаточно интенсивно, однако сегодняшнее состояние автомобильной промышленности, дорожной сети ставит перед учеными новые задачи.

При доводочных испытаниях автомобиля, при диагностировании его во время эксплуатации необходимо уметь определять текущее состояние элементов подвески без разборки. Для определения параметров и характеристик оессор. амортизаторов существуют специальные. достаточно сложные и энергоемкие стенды. Однако свойства элементов подвески проявляются всегда при ее функционировании. и было бы интересным иметь возможность определять их по характеристикам рабочих процессов.

Наиболее простыми с точки зрения математического описания являются свободные затухающие колебания подрессоренных и непод-оессоренных масс и колебания этих масс пои движении по дороге, имеющей проФидь. близкий к синусоидальному. Однако такой про&иль нельзя считать наиболее характерным. Качество современной дороги постоянно совершенствуется, и ее профиль приближается к прямой. Но на ней все равно время от времени возникают отдельные неровности. возбуждавшие свободные затухающие колебания. С другой стороны такие колебания достаточно просто воспроизвести и в отсутствии движения. Поэтому при выборе Рабочего процесса предпочтение было отдано свободным затухающим колебаниям.

Необходимо отметать, что статические и динамические характеристики упругости рессор, шин и подвески в целом в принципе могут и не совпадать. Наиболее соответствуют дорожным условиям именно последние.

Целью настоящей работы является разработка метода оценки параметров и характеристик подвески автомобиля по кривым свободных затухающих колебаний подрессоренных и неподрес-соренных масс.

Объектом исследования являлась передняя независимая подвеска грузового автомобиля ЗИЛ-431410. которая ис-пытывалась в лабораторных и дорожных условиях.

Методы исследования- проведение . научного эксперимента, обработка его результатов на ПЭВМ с использованием среды программирования МаШ^/Ф. решение дифференциальных уравнений с помошью преобразования Лапласа, сплайновое интерполирование. методы теоретической механики и матанализа.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- описывать колебания подрессоренных и неподрессоренных масс подвески предложено с помощью двухмассовой модели с постоянными коэффициентами упругого и неупругого сопротивлений, разработан метод получения этих коэффициентов, обрабатывая кривые свободных затухаших колебаний с использованием преобразования Лапласа!

- предложен способ регистрации вертикальных перемещений не-подрессоренной массы относительно дороги при движении автомобиля;

- разработан метод постоения характеристик рессор и амортизаторов. обрабатывая кривые свободных колебаний на ЭВМ.

- установлена эквивалентность воздействия на колеса автомобиля при его движении одиночной неровности произвольной Формы импульсному воздействию.

Практическая ценность. Полученные результаты могут быть использованы при разработке подвесок проектируе-

мых автомобилей, проведении испытаний, в процессе диагностирования автомобиля без его разборки.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались Hai

- заседаниях кафедры "Автомобильный транспорт" Братского индустриального института.

- XVI. XVII. XVIII научно-технических конференциях Братского индустриального института.

Публикации. По теме диссертации опубликовано шесть печатных работ.

Экспериментальные и теоретические исследования выполнены в Братском индустриальном институте.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, основных результатов работы и выводов, списка литературы, включающего 75 наименования и 6 приложений. Работа содержит 124 страницы машинописного текста, 5 таблицы и 31 рисунка С в том числе фотографии).

Автор выражает сердечную признательность доктору технических наук, профессору Н. Н. Яценко. идеи которого легли в основу диссертационной работы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

R пятой глава рассмотрены особенности функционирования подвески и шин. направления исследования и методы анализа плавности хода автомобиля, поставлены задачи данного исследования. Вопросы теории плавности хода и совершенствования его виброзашитных свойств рассмотрены в работах ряда ученых: Атяшкина Е. J1.. Бакеш-ко В. В.. Бастракова В. М.. Борисовича В. Б.. Вахламова В. К., Вишнякова H.H.. Гайцгори М.М.. Галашина В.К.. Дербаремдикера А.Д.. Евграфова А. Н.. Енаева A.A., Зарайского А.И.. Иапанадзе Г. Н..

Кнороза В. И., Кленникова Е. В.. Князькова В. Н.. Певзнера Я. Н.. Коновалова В. В.. Копилевича Э. В.. Кузьмина В. А.. Куровэ Б. А.. Лаптева. С. А.. ЛейноА. Л.. Литвинова А. С.. Осепчугова В. В.. Пэрхилов-ского ИГ.. Ротенберга Р.В.. Фаробина Я.Е.. Фрумкина А.К.. Шаллы-кина В. П.. Яаенко Н. Н. и других.

В настоящее время автомобиль рассматривается как сложная колебательная система. Основную зашиту от динамического воздействия дороги выполняет подвеска в комплексе с шиной. Моделируя ее работу современные исследователи вводят усложняшие элементы, связанные с работой направляющего элемента (кинематикой подвески), нелинейностью амортизаторов, действием сил трения. Такие усложненные модели решают поставленные задачи, увеличивая при этом трудоемкость их использования и исключая возможность получения аналитического .решения описываших их уравнений.

В инженерной практике проектирования систем подрессоривания

I

существует необходимость хотя бы на первоначальном этапе проектирования использовать более простую модель с возможностью быстрого получения результатов рассчета. Для этого необходимо иметь минимальный набор колебательных параметров, в целом адекватно описываших Функционирование подвески и шин. Они должны однозначно описывать состояние системы и получаться из характеристик рабочих процессов, в качестве которых предлагается использовать свободные затухашие колебания. Вынужденные колебания не могут быть использованы, так как их частота не зависит от состояния системы, и является "внешним" параметром. Немаловажным является также и простота реализации свободных затухающих колебаний.

Анализ состояния вопроса позволяет поставить для данной работы следующие задачи:

1. В настоящее время в теории плавности хода автомобиля широко используемой является двухмассовая модель подвески. Если использовать для описания свойств подвески и шины только слагаемые.

пропорциональные перемещению и ее скорости, то получаемая система уравнений удобна для решения и анализа. Поэтому основной задачей является разработка метода определения четырех постоянных коэффициентов (коэффициенты жесткости и неупругого сопротивления для подвески и шины) по кривым свободных затухаших колебаний таких. чтобы они с достаточной точностью описывали бы работу реальной подвески.

2. Проверка предложенного метода сначала для одномассовой колебательной модели, а затем для двухмассовой с помошью численного эксперимента, проведенного на ЭВМ. Лля этого нужно задать значения четырех коэффициентов и получить, решая систему дифференциальных уравнений аналитически или численно, кривые свободных затухаших колебаний. Далее обработать эти кривые предлагаемым методом и получить заданные значения коэффициентов.

3. Проведение экспериментальных исследований с регистрацией кривых свободных затухаших колебаний в лабораторных условиях, а затем для движущегося по дороге автомобиля и подтверждение работоспособности предлагаемого метода экспериментально.

4. Разработка и испытание способа регистрации свободных затухающих колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс для движущегося автомобиля.

5. Разработка методики определения показателей и характеристик подвески по кривым свободных затухающих колебаний для подтверждения работоспособности предлагаемой модели. Эта задача имеет и самостоятельное значение, поскольку такое определение ранее осуществлялось только при условии разборки подвески и испытания ее элементов на специальных достаточно сложных стендах.

Втппяя г.пяяя посвяшена разработке предлагаемого метода и проверки его с помощью численного эксперимента, проведенного на ПЭВМ. В первом разделе главы рассматривается одномассовая колебательная система, в которой масса ш соединена с основанием■ упру-

гим элементом с коэффициентом жесткости с и неупругим (демпфирующим) с коэффициентом неупругого сопротивления Т|. к дифференциальному уравнению, описывающему колебания этой системы,

г + 2-б-г + иь'-г = 0. (1) где б = г\/2-т - коэффициент затухания.

иь* = с/т -квадрат частоты свободных незатухающих колебаний, применяется преобразование Лапласа при начальных условиях: вертикальная координата 2 равна нулю, а скорость отлична от нуля и равна Уо. В пространстве изображений уравнение (1) является комплексным и эквивалентно двум действительным. Поскольку предполагается наличие кривой колебаний, то полученная система двух уравнений может быть разрешена относительно переменных сил. Решая ее. получаем

1т 2(Р)

л(р) = --т-Уо • -

р • IгсР)11 (2)

Ие г(р)

с(р) = т- (рг + уо - - )

1гср)1г

Выражения (2) являются Функциями от р - переменной преобразования Лапласа. Необходимо выяснить, как они соотносятся с двумя действительными числами, которыми являются колебательные параметры системы.

С этой целью зададим конкретные параметры для нашей колебательной системы:

га = 2000 кг. с = 300000 Н/м. т] = 6000 Н-с/м, у о = 1 м/с. Решение уравнения (1) известно. Подставляя в него заданные параметры, определим Функции ~п(р) и с(р) по выражениям (2) для различных пределов интегрирования в Формулах преобразования Лапласа. Они представлены на рис.1 и 2.

Исследуемые функции являются колеблшимися величинами с амплитудами. возрастающими в обе стороны от значения частоты затухающих колебаний 12.15 рад/с. С увеличением предела интегрирования амплитуда и частота колебаний уменьшаются так. что Функции асимптотически стремятся к горизонтальным прямым, соответствующим заданным значениям 'Л и с С 8000 Н-с/м и 300000 Н/мХ Это подтверждает правильность предлагаемого метода по крайней мере с точки зрения математического подхода.

Для определения частоты затухавших колебаний можно использовать зависимости от пременной преобразования Лапласа р действительной. мнимой частей и модуля образа по Лапласу Жр) кривой затухающих колебаний. В точке р = 12,15 эти Функции ведут себя экстремальным образом', мнимая часть принимает минимальное значение, действительная - зануляется. а модуль становится максимальным. Любую из них можно использовать для определения частоты затухающих колебаний. Исходя из удобства вычисления предпочтение можно отдать Функции Ре г(р).

Таким образом, предлагается следующая методика определения коэффициентов жесткости и неупругого сопротивления по кривой зависимости гСО. Определяем Ре 2(р) и, приравнивая ее нулю, находим соответствующее значение переменной преобразования Лапласа ро. Определяем коэффициент жесткости как

с = м - ро2 (3)

Строим зависимость сСр) по нижней Формуле (2.6) и графически определяем ртах и рш1п для двух ближайших к ро экстремумов. Подставляем эти значения в верхнее выражение С 2.6) и определяем два значения "птах и 'Ппи.п, среднее арифметическое которых будет являт-ся искомым значением коэффициента неупругого сопротивления

^тах + Лт1п

л = --С 4)

р

315000 с(р),Н/т

305000

300000 295000 290000

285000

? / \ \ \ \

У 1 / \ \ У / \ Х--

\ ч. у ю-1 1 Hf-V' ~

т-р 1 1 1 \ /

1 !* К ;

8 10 12 р, 1/с

Рис. 1. Зависимости реальной С+). мнимой Сх) частей и модуля С-О ZCp) от переменной р.

16

7500 Л(р),Нс/т

6500 6000

5500 5000

4500

8 10 12 р.I/o 16

Рис. 2. Зависимости сСр) для разных верхних пределов

интегрирования Cl.8; 1.65; 1.93).

\

'i ( \

\ \ > ..... L-j ......... ^-.jfciid ____ П /

\ 1 / у___ СТ -"""-< 1 1 Ч. ¡Г /

\ nf-- 1 1 1

т_. 1 1*

- и -

Во втором разделе первой главы рассматривается двухмассовая колебательная система, представленная на рис. 3. Она описывается системой дифференциальных уравнений С 5)

2 + 2-5.х + Шог-х = О С 5)

у + 2-Д-у + + 1л-2 = О,

где ^ = м/М ~ отношение подрессоренной массы к неподрессоренной; 5 и - коэффициент затухания и частота собственных колебаний, определяемые подрессоренной массой и параметрами рессор и амортизаторов; Л = Н/2-М, = суМ - коэффициент затухания и квадрат час-

тоты собственных колебаний, определяемые неподрес-соренной массой и параметрами шины; С - коэффициентом вертикальной жесткости шины, Н - коэффициентом неупругого сопротивления шины, оценивающий интенсивность поглощения энергии в шине. Применим к системе уравнений С 5) преобразование Лапласа при следующих начальных условиях; начальные положения обеих масс нулевые, начальная скорость подрессоренной массы равна нулю, причиной возникновения колебаний является отличная от нуля начальная скорость неподрессоренной массы, равная Уо. Такой случай на практике имеет место при наезде автомобиля на одиночную неровность, воздействие которой носит импульсный характер - после проезда неровности неподрессоренная масса приобретает существенную скорость в то время как ее перемещение незначительно. После аналогичных вычислений получаем

2г-Хг + 21-Хх гьХг-гг-Х!

сСр) = м-рг- -; 'а(о) = т-р- -

Хг* + XI1 Хг1 + XI2

_ I _

///////////У////////////////////////

Рис. 3. Двухмассовая колебательная система.

Уо-Уг 1г-Чг + И-Ч1

сср) = м- со1 +-+ м-р1- -); сб)

Уг2 + У1* Уг* + У1*

Yi гьУг-гг-У!

НСр) = М- С-Уо- - + р^-р -)

р-СУг* + У!*) Уг* + У12

В выражениях С 6) величины Ът. И, Хг. XI. Уг. У1 есть действительные и мнимые части образов по Лапласу соответствующих кривых затухающих колебаний ввухмассовой системы. Как и в случае одномассовой системы мы получили вместо числовых значений, являющихся параметрами элементов подвески и шины функции от переменной преобразования Лапласа р. которые содержат в себе информацию о первых.

Далее для следующих исходных данных ш = 2000 кг, с = 300000 Н/м. и = 10000 Н-м/с. М = 500 кг, С = 1500000 Н/м, Н = 3000 Н-с/м, Чо = 1 м/с. система уравнений С 5) была решена численно с помощью ЭВМ и произведены вычисления по выражениям С 6). Результаты представлены на рис. 4. Полученные кривые совершают колебания вокруг заданных

1700000 С, Н/т 1200000

900000 600000 300000

17000 11,Н*с/т 12000

9000 6000 3000

_Ji._t.l_-

ч /4+ /а / \

_ ь/ 1.._________\ / Ч^* ч. I? -'т \

1

1

— 1-

-------------г

•.....~"Г

.. -----^

......... I

1

1

я;. ,, •1._ £

л. 1 Ил;/ л ------- г

—р 1

р. 1

0 20 40 Р.1/Р 80

______1 Л(,

1, м ? \

'4: р-

, V [ * '' .ц. -------ЛГ1)-

"~Т"~ 'Л У '■ 1 / - ____'Вдч'г

} * !(._(........... 1

) VI Ч 1

) ! / ■А 1 -------------

| 1 [ Л

! ( / \ . ______ 1

Г | \ $ \ л. ¡•/"Л —

1 1 1 / \ /У \ / "1" ч

1 \ / 1 __ ■Н'1 | /

+ ч 4 . ... г V А!

о

20

40

с, 1/с

Рис. 4. Зависимости ССр), с(р). пСр), НС о) для теоретических кривых гСО и у(1).

значений. Кульминационным моментом является точка р = 58 1/с. соответствующая высокочастотному резонансу. Для нее кривые С(р) и сСр) принимают заданные значения, а для кривых 'П(р) и НСр) заданные значения являются центрами косинусоидальных зависимостей. Отметим, что такой точки в районе низкочастотного резонанса (примерно 12 1/с) нет.

При исследовании поведения функции УСр) и Х(р) установлено, что для значения р = 58 1/с имеет место максимум их мнимых частей . а не зануленив реальных. Из этого можно сделать вывод, что при определении колебательных параметров по выражениям (6) главным является нахождение кульминационной точки, которая определяется как центр синусоидальной зависимости для с(р) и С(р) и центр косинусоидальной зависимости для "пСр) и НСр). При обработке экспериментальных кривых такой идеальной картины в поведении этих кривых нет. поэтому для обработки пригодны их небольшие куски в районе кульминационной точки.

В тсйтьяй глдве рассматривается возможность получения характеристик рессор, амортизаторов, шин по кривым свободных затухакъ ишх колебаний. Они дают наглядное представление о протекавших процессах и позволяют определять параметры этих процессов.

Представим кривую затухающих колебаний в виде ряда значений координаты с малым шагом по времени т. Тогда для всех моментов времени можно определить по конечно-разностной схеме значение скоростей масс по двум соседним точкам и значения их ускорений по трем точкам. Произведение массы на ускорение в соответствие с уравнением движения дает суммарную силу, действующую на эту массу.

Установим балку передней оси автомобиля на жесткую подставку. отсоединим амортизаторы и снимем кривую свободных колебаний. Параметрический график зависимости силы, определенной по этой кривой от вертикальной координаты будет представлять характеристику рессор. Конечно эти силы включают в себя и силы трения в

оессоре и подвеске. Нужно отметить, что полученная характеристика является динамической характеристикой, то есть она получена при скоростях деформации, соответствующих реальному процессу.

Вычитая при определенных условиях силы, полученные по кривым колебаний с амортизаторами и без них. можно получить силу действия амортизаторов и их зависимость от скорости перемещения подрессоренной массы, то есть характеристику амортизаторов. При этом исключается необходимость в использовании специальных стен-.дов, предназначенных для этой цели.

Отдельный раздел главы посвяшен определению момента импульсного воздействия, эквивалентного воздействию на колесо прямоугольной неровности конечной длины и ширины. Это необходимо, поскольку он определяет нижний предел интегрирования при нахожде-ниии образов по Лапласу кривых колебаний масс при переходе к двухмассовой модели. Эквивалентность понимается как равенство координат и скоростей неподрессоренной массы в момент окончания воздействия прямоугольной неровности. Часть шальной кривой до этого момента заменяется идеальной кривой, соответствующей импульсному воздействию.

И цртр.рптпй гпяйр описана экспериментальная установка, на которой проводились лабораторные испытания и порядок проведения дорожных испытаний. Лабораторный стенд представляет собой переднюю часть рамы автомобиля ЗШ1-130. опирающуюся на подвеску и колеса этого же автомобиля. К задней части рамы приварена труба, шарнирно соединненная со стеной. Масса подрессоренной части изменяется с помощью балластных грузов. Возможность возбуждения свободных затухающих колебаний обеспечивает гидравлический подъем-ник-сбрасывате ль.

Перемещения масс Фиксировались двумя датчиками типа ЛК-3 электро-механического типа. Их сопротивления, пропорциональные перемещению, измерялись цифровым ампервольтомметром Р 386 и ре-

гистрдаовалось цифровым печатающим устройством МТ1016 с быстродействием 25 измерений в секунду. Измерение сопротивлений осуществлялось с погрешностью не превьшашей 2.2 %.

Для получения колебаний одномассовой ситемы балка передней оси закреплялась на жесткой подставке. Кривая колебаний обрабатывалась с первого или последующих моментов пересечения подрессоренной массой положения равновесия, что соответствует условиям импульсного воздействия. Для тарировки датчиков штангенциркулем с ценой деления 0.05 мм определялись высота сбрасывания и положение Равновесия после завершения колебаний.

Кривые свободных затухающих колебаний в двухмассовой системе. вызванные импульсным воздействием на неподрессоренную массу, были получены в Результате дорожных испытаний автомобиля ЗИЛ-431510. Колебания возникали в результате наезда передних колес на одиночную неровность прямоугольного сечения. Оба датчика закреплялись на передней балке. Струна одного крепилась к раме, а на струне другого подвешивалься груз массой 2.61 кг. находящийся в состоянии равновесия благодаря слабо возрастающей характеристике датчика. С помощью него были получены кривые колебаний балки движущегося автомобиля относительно дороги. Этот способ оснаван на свойстве инерции груза, благодаря которому при резких колебаниях балки положение груза практически не меняется. Приведенные рассчеты показывают работоспособность метода для колебаний с частотой до 15 Гц.

При проведении дорожных испытаний сопротивления датчиков включались в мостовую схему, в диагонали которой находился многоканальный самопишущий прибор Н338-6П, регистрирующий обе кривые. Для обработки на ЭВМ кривые преобразовывались в дискретные величины с шагом 0,01 сек. Питание всей измерительной аппаратуры осуществлялось от двух аккумуляторных батарей 6СТ-75.

В пятпй... гланн дан анализ результатов лабораторных и дорож-

ных испытаний. Лля уменьшения зоны конечных положений подрессоренной массы подвеска была разобрана и смазана, после чего для большого числа сбрасываний с различных высот от 55 до 115 мм среднее квадратическое отклонение конечных положений составило 0.45 мм.

Обработке по предлагаемой методике подвергались как кривые колебаний со снятыми амортизаторами, так и кривые, полученные с установленными амртизаторами. Начальная скорость подрессоренной массы изменялась в пределах от 0.2 до 1,2 м/с. Полученные зависимости коэффициентов от начальной скорости С рис. 5. 6) хорошо описываются экспоненциальными Функциями, коэффициенты которых определены методом наименьших квадратов. Лля колебаний с амортизаторами в системе единиц СИ имеем

-4.861-Уо -5.62-Уо

"Па= 40922-е +9529; 0^417433-е + 256451 С 7)

Лля колебаний без амортизаторов

-4.195-Уо -3.591-Уо

"ПЬ=37167-е +3568; сь=153424-е +241976 С 8)

Среднее отклонение точек от эпроксимируюших кривых не превышает 2-3 %.

Объяснение характера полученных кривых дается исходя из вида динамических характеристик рессор и подвески С рессор с амортизаторами X Последние показывают, что петли с малыми амплитудами колебаний имеют больший наклон, то есть соответствуют большим коэффициентам жесткости. С уменьшением начальной скорости происходит увеличение доли таких петель, что приводит к росту величин на рис. 6. С ростом начальной скорости кривые сближаются, приближаясь к значению коэффициента жесткости в точке равновесия.

Лля кривых на рис. 5 ситуация противоположная. Они сближаются с уменьшением начальной скорости, поскольку при этом действие амортизаторов уменьшается. При больших скоростях их разность.

25000

"П , Нс/гп

15000

10000

5000

0.2

0.4 V 0.6

0.8 чо,т/с 1.:

Рис. 5. Зависимость коэффициента неупругого сопротивления от начальной скорости для одномассовой колебательной системы.

400000

с,Н/го

300000

250000

200000

1 1 \ ! \ 1 1 1 :

\ \ \ в \ ! ^ 1 |

гчг ■— са

1 1 1 ( 1 \ ! ..

СЬ 1 ! 3 !

0.2

0.4 V

0.6

0.8

уо,т/с 1.2

Рис. 6. Зависимость коэффициента жесткости от начальной

скорости для одномассовой колебательной системы.

равная 5961 Н-с/м характеритзует работу амортизаторов. Среднее арифметическое значение для ходов сжатия и отбоя коэффициентов неупругого сопротивления амортизаторов для скорости 0.52 м/с составляет 6500 Н-с/м. Константа в верхнем уравнении С8). равная 3568 Н-с/м характеризует затухание колебаний за счет сил трения.

В отдельном разделе пятой главы рассмотрено получение характеристик амортизаторов по кривым свободных затухающих колебаний. Установлено, что сила сопротивления амортизаторов соответствует требованию завода-изготовителя для скорости 0.52 м/с. Одновременно по кривой зависимости суммы сил трения и рессор от скорости премешения подрессоренной массы для точки равновесия установлено, что сила трения в подвеске равна 1550 Н.

При обработке кривых, полученных при проведении дорожных испытаний. проводилась проверка их синхронности, а затем начальные участки заменялись на кривые в точности соответствующие им-пульснолму воздействию в соответствии с материалом второй главы. Лалее в соответствии с выражениями С 6) определялись коэффициенты жесткостей и неупругого сопротивления для значения Ро, соответствующего моменту пересечения реальной части УСр) с осью абсцисс. Значения коэффициентов неупругого сопротивления определялись как центры косинусоияальной зависимости графическим способом. В качестве значения начальной скорости вертикального перемещения не-подрессоренной массы Ча принималась производная уточненной кривой перемещения в начальный момент.

На рис. 7 представлены зависимости коэффициентов жесткости шин и рессор испытуемого автомобиля от Чо. Из рисунка видно, что для интервала скоростей от 0.6 до 1.5 м/с полученные значения коэффициентов примерно совпадают с аналогичными для статической характеристики, снятой в период подготовки к дорожным испытаниям. Для коэффициента жесткости шин среднее значение составляет 1580000 Н/м С+ 3,9 %). Для коэффициента жесткости рессор --406700

И/и С+ 18.4 %). Среднее квадратическое отклонение в первом случае сотавляет 19 % от среднего значения, во втором - 16 %.

На рис. 8 представлены зависимости от Vo коэффициентов неупругого сопротивления подвески испытуемого автомобиля и его шин. В зоне скоростей 0.6 - 1.5 м/с. в которой имеет место безотрывное качение колеса среднее значение "О, определяющего работу амортизаторов и сил трэния в подвеске равно 6475 Н-с/м со средним квадра-тическим отклонением 43%. Его можно сравнить с величиной S529 Н*с/м из верхнего выражения (7). превышавшей его на 47 %. Испытуемый автомобиль находился в эксплуатации более 10 лет. и можно ожидать снижение эффективности Функционирования всех его узлов и. в том числе, амортизаторов.

Среднее значение коэффициента H равно 3100 Н-с/м со средним квадратическим отклонением 188 %. Его сравним со значением коэффициента неупругого сопротивления для шин передних колес автомобиля ЗИЛ-130. приводимого в литературе и равного 2000 Н-с/м. Имеющееся превышение в 55 % можно объяснить сильной зависимостью протекающих в шине процессов от ее температуры. Испытания автомобиля ЗИЛ-431510 проводились при температуре окружающего воздуха близкого к 0 "С. При этом автомобиль не находился постоянно в движении, что приводит к нагреву шин. Снижение температуры шин приводит к усилению ее неупоугих свойств С например повышается коэффициент сопротивления качению).

Полученные результаты позволяют считать, что прелагаемый метод определения четырех колебательных параметров подвески автомобиля по кривым затухающих колебаний подрессоренных и неподрессо-ренных масс работоспособен по крайней мере в области Vo от 0. 6 до 1.5 м/с .

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ 1. Лвухмэссовую колебательную систему, широко используемую

2500000 С, Н/т

1500000

1000000

500000

в с а а —............ -..................-......—

* с

0.5

1.5

Уо, т/с 2.5

Рис. ?. Зависимости коэФиииентов жесткости шин и рессор испытуемого автомобиля от Уо.

15000 1,Н*с/т

5000

-10000

-10000

л

1 в

п ,

Н

п

0

0.5

1.5

Уо, т/с 2.5

Рис. 8. Зависимости коэфиииентов неупругого сопротивления подвески и шин испытуемого автомобиля от Уо.

лля описания колебаний подвесок автомобиля, предложено описывать системой линейных дифференциальных уравнений, в каждом из которых одно слагаемое, определяющее наличие колебаний, и только одно слагаемое, определявшее их затухание. Такая система однозначно определяется четырьмя колебательными параметрами и двумя массами и имеет аналитической вид. В работе разработан метол определения этих параметров (двух коэффициентов жесткости и двух коэффициентов неупругого сопротивления) по кривым свободных затухающих колебаний, определяемым экспериментально, с использованием преобразования Лапласа.

2. Полученные предложенным способом колебательные параметры могут быть использованы при проектировании новых систем подрессо-ривания как параметры состояния, оценивающие качество спроектированных ранее систем и являющимися исходными данными в техническом задании на проектирование новых.

3. В процессе работы также установлено, что кривые свободных затухаших колебаний можно обрабатывать на ПЭВМ и получать зависимости суммарных сил. действующих на колеблющиеся массы, от перемещений этих масс, являющиеся динамическими характеристиками процесса колебаний. Эти характеристики отличаются наглядностью и позволяют определять такие параметры как коэффициент жесткости в точке равновесия, величину силы тгения в подвеске.

4. В результате сравнения динамических характеристик колебаний с амортизаторами и без них лля одномассовой колебательной системы был предложен метод получения характеристики амортизаторов, то есть зависимости силы амортизаторов от скорости относительного перемещения их проушин. Характеристика получается -без снятия амортизаторов с автомобиля и использования специальных стендов.

"5. Лля получения кривой вертикальных колебаний неподрессо-ренной массы относительно дороги при движении автомобиля предло-

жен и апробирован способ, основанный на свойстве инерции груза, подвешенного к датчику перемещения, закрепленного на балке моста.

6. При обработке кривых колебаний, полученных при дорожных испытаниях, рассмотрены условия импульсности воздействия одиночной неровности на колеса автомобиля и сделан вывод о том, что произвольное воздействие можно привести к импульсному. Проанализированы условия и дана процедура такого приведения.

Пгнпйный пп.ппжянмя пмггептяпмм пгшб.пикпряны В работах:

1. Яиенко Н. Н., Енаев А. А., Витковский С. Л. Метод определения параметров подвески автомобиля Содномассовая модель). / XVI Научнотехническая конференция: Тезисы докладов. - Братск: БрИИ, 1995. - 166 с.

2. Яиенко H.H.. Витковский С.Л. Математическая модель исследования параметров подрессоривания автомобиля. / XVII Научно-техническая конференция: Тезисы докладов. - Братск: БрИИ. 1996. - 180 с.

о. Витковский С. Л. Определение динамической характеристики рессоры по кривой свободных колебаний подрессоренной массы автомобиля. //XVII Научно-техническая конференция: Тезисы докладов. -Братск: БрИИ, 1996,- 180 с.

4. Енаев A.A.. Витковский С.Л., Щербаков Е.А. Отечественный дизель для автобуса "САНОС С-415". / "Автомобильная промышленность". N 8, 1996.

5. Витковский С.Л. Определение рабочей характеристики амортизаторов по кривым свободных колебаний подрессоренной массы автомобиля. / XVI11 Научно-техническая конференция: Тезисы докладов. - Братск: БрИИ. 1997. - 214 с.

6. Витковский С-Л. Эквивалентность действия на колесо автомобиля неровности значительной длины импульсному воздействию. / XVIII Научнотехническая конференция: Тезисы докладов. - Братск: БрИИ, 1997. - 214 с.