автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Разработка методики расчета и обоснования параметров конструкции верхней опоры передней амортизаторной стойки легкового автомобиля

005018179

Шаихов Ринат Фидарисович

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА И ОБОСНОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ ВЕРХНЕЙ ОПОРЫ ПЕРЕДНЕЙ АМОРТИЗАТОРИОЙ СТОЙКИ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

Специальность 05.05.03 - Колёсные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

1 2 АПР Ш1

Ижевск-2012

005018179

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова»

доктор технических наук, профессор Филькин Николай Михайлович Фасхиев Хакимзян Амирович, доктор технических наук, профессор, Уфимский государственный авиационный технический университет, кафедра «Прикладной гидромеханики», профессор

Ившин Константин Сергеевич, кандидат технических наук, доцент, Удмуртский государственный университет, кафедра «Дизайн промышленных изделий», профессор

Ведущая организация: ФГБОУ ВПО Камская государственная ин-

женерно-экономическая академия

Научный руководитель: Официальные оппоненты:

Защита состоится « 24 » апреля 2012 года в 14°° часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.03 ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова» по адресу: 426069, г.Ижевск, ул. Студенческая, дом 7, ИжГТУ, корпус 5, e-mail: dissovet@istu.ru.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова».

Автореферат разослан « /9у> марта 2012 г.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенных гербовой печатью, просим направить на имя учёного секретаря диссертационного совета.

Учёный секретарь диссертационного совета,

доктор технических наук, профессор__Ю.В. Турыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Колебания, вызываемые неровным профилем опорной поверхности, оказывают значительное влияние на режим движения автомобиля, выбор водителем скорости движения, и, в конечном итоге, на производительность транспортного средства. Улучшение комфортабельности автомобиля, путем снижения уровня вибрации подрессоренной части уменьшает утомляемость водителя, увеличивает срок службы агрегатов и, тем самым, повышает безопасность дорожного движения. Поэтому совершенствование конструкции подвески автомобиля всегда было и будет актуальной проблемой автомобилестроения.

Улучшение эксплуатационных свойств легковых автомобилей обусловлено ужесточением предъявляемых к ним требований нормативных документов и потребителей, соответствие которым особенно важно в условиях жесткой конкуренции между производителями автомобилей. Уровень вибронагружен-ности и внутреннего шума становится одним из главных показателей качества автомобиля и в значительной мере характеризует степень совершенства его конструкции.

Одной из самой нагруженной и ответственной частью является передняя подвеска легкового автомобиля, воспринимающая динамические нагрузки.

Важно правильно и быстро оценить уровень вибронагруженноста узлов автомобиля и предложить пути и средства его снижения. Поэтому тема диссертационного исследования, направленная на разработку методики расчета и проектирования верхней опоры амортизаторной стойки, позволяющей создать конструкцию указанной опоры с повышенными технико-эксплуатационными характеристиками и снизить вибронагруженность легкового автомобиля в целом, всегда является актуальной.

Цель диссертационной работы. Повышение технико-эксплуатационных качеств автомобиля путем исследования и обоснования параметров конструкции элементов передней подвески легкового автомобиля.

Задачи исследований. Сформулированная цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные задачи исследований диссертационной работы:

- разработка математической модели подвески легкового автомобиля как многомассовой колебательной системы.

- разработка методики проектирования и расчета верхней опоры аморти-заторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

- расчет оптимальных (наиболее рациональных) параметров верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

- проведение экспериментальных исследований конструкции передней амортизаторной стойки в составе автомобиля.

- разработка рекомендаций по виброизоляции кузова автомобиля и выбору конструктивных параметров верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

Объект и предмет исследования. Объектом исследования является виброзащитная система легкового автомобиля. Предметом исследования являются методики расчета, обоснования и оптимизации базовых параметров и характеристик верхней опоры амортизаторной стойки, к которым относятся осевые характеристики опоры, фактор формы Ф, угол наклона верхних опор а°.

Методы исследований. Теоретические методы исследования базируются на теории движения транспортных машин, теории колебаний, методах математического моделирования. Экспериментальные исследования и подбор оборудования базируются на основе разработанных алгоритмов расчета элементов подвески легкового автомобиля, методах планирования эксперимента, математических методах обработки экспериментальных данных.

Достоверность и обоснованность. Достоверность исследований обеспечена обоснованностью теоретических положений, реализацией их в конструкции экспериментальных образцов верхних опор амортизаторной стойки легковых автомобилей, совпадением теоретических результатов с результатами экспериментальной проверки в лабораторных и дорожных условиях.

На защиту выносятся результаты теоретических, расчетных и экспериментальных исследований верхней опоры амортизаторной стойки подвески легкового автомобиля, включающие: динамические модели легкового автомобиля, оборудованного амортизаторной стойкой передней подвески; математическую модель движения автомобиля; методику расчета базовых параметров и характеристик резиновых упругих элементов (РУЭ) подвески легкового авто-

мобиля; результаты расчетных исследований, обосновывающих базовые параметры конструкции верхней опоры амортизаторной стойки; результаты экспериментальных исследований созданной конструкции верхней опоры.

Научная новизна. Научная новизна выполненной диссертации заключается в следующем:

- разработана математическая модель легкового автомобиля, как многомассовой колебательной системы, позволяющая находить собственные частоты колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс.

- разработана научно-обоснованная методика проектирования и расчета конструктивных параметров верхней опоры амортизаторной стойки легкового автомобиля.

- обоснованы значения базовых параметров верхней опоры амортизаторной стойки для легкового автомобиля категории В.

- разработаны научно-обоснованные рекомендации по выбору параметров верхней опоры амортизаторной стойки.

Практическая ценность. Внедрение в практику проектирования результатов работы позволяет:

- выбирать базовые параметры верхней опоры амортизаторной стойки, обеспечивающие автомобилю наилучшие эксплуатационные свойства;

- сократить сроки разработки новых конструкций и объем доводочных испытаний путем выбора наиболее эффективных конструктивных решений, причем возможно сделать это еще на ранней стадии проектирования.

Реализация результатов. Разработанные теоретические положения диссертационной работы внедрены в практику проектирования и применяются при разработке новых экспериментальных конструкций верхних опор, а также в учебном процессе при подготовке бакалавров и магистров по специальностям автомобилестроения в ФГБОУ ВПО "Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова". Опытные образцы испытаны на ОАО «ИжАвто» на автомобилях ИЖ-2126 и показали эффективность предлагаемой конструкции верхней опоры амортизаторной стойки.

Апробация работы. Результаты работы докладывались и обсуждались на научных конференциях Чайковского технологического института (филиала) ИжГТУ (2007-2012 г.г.), Всероссийской конференции «Теория динамических

систем в приоритетных направлениях науки и техники» (Чайковский, 2007 г.), пятой выставке-сессии инновационных проектов студентов и молодых ученых» (Ижевск, 2008 г.), Международной научно-технической конференции «Современное состояние и инновации транспортного комплекса» (Пермь, 2008 г.), , IX Международной научно-технической конференции «Прогрессивные технологии в транспортных системах» (Оренбург, 2009 г.); Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы» (Тюмень, 2010 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 10 научных работ, включая 2 публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации материалов диссертаций на соискание степени кандидата наук.

Структура и объём диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка литературы из 120 наименований и приложения. Основная часть работы изложена на 157 страницах машинописного текста, содержит 45 рисунков и 29 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертационной работы, формулируется цель, научная новизна и практическая значимость работы.

В первой главе выполнен анализ работ в области повышения качества автотранспортных виброзащитных систем.

Исследованию вибрации легковых автомобилей посвящено множество работ как теоретического, так и практического характера. Результаты исследований нашли свое отражение в работах ученых: Агейкина Я.С., Антонова A.C., Бахмутова C.B., Котиева Г.О., Кравца В.Н., Платонова В.Ф., Полунгяна A.A., Прокопьева М.В., Родионова В.Ф., Семенова В.М., Соломатина Н.С., Стефанович Ю.Г., Тольского В.Е., Умняшкина В.А., Филькина Н.М., Фрумкина А.К., Цито-вич И.С. и многих других известных отечественных и зарубежных ученых.

Проведенный обзор работ по теме диссертации позволил сформулировать цель диссертационного исследования и задачи, которые необходимо решить для достижения этой цели.

Во второй главе выбрана структурная схема движения автомобиля и

разработана математическая модель, описывающая колебания подвески легкового автомобиля.

Разнообразие динамических схем движения автомобиля практически бесконечно с точки зрения принципиального уюта всех видов динамических явлений, происходящих в автомобиле, особенно, если учитывать динамические явления как в системах с сосредоточенными, так и с распределенными параметрами. Поэтому принимаемые схемы не лишены некоторых упрощений. На рис. 1 представлена динамическая схема легкового автомобиля типа ИЖ с колесной формулой 4x2 (ведущий задний мост) с рычажно-пружинной подвеской передних колес, рычажно-пружинной подвеской задних колес, учитывающая основные виды колебаний агрегатов автомобилей.

пружинными подвесками колес

Схема построена на основе анализа компоновки, выбранных конструкций узлов и кинематики движения агрегатов автомобиля ИЖ-2126. Кузов автомобиля (подрессоренная масса), мосты (передние и задние - неподрессоренные массы) и силовые агрегаты представляются абсолютно твердыми телами с массами, сосредоточенными в их центрах тяжести и подвешенными на упругих элементах, изображенных в виде пружин, деформирующихся только в одном

направлении.

Данная схема принималась как расчетная для исследования системы «двигатель — трансмиссия - подвеска — колеса - масса легкового автомобиля». Нижняя часть схемы отражает вертикальные, горизонтальные и угловые колебания подрессоренных и неподрессоренных масс на подвеске и шинах. Верхняя часть отражает колебания трансмиссии и поперечно-угловые колебания двигателя на подвеске, а также поперечно-угловые колебания автомобиля с учетом реактивных моментов коробки передач (контур Б]) и продольно-угловые колебания с учетом реактивного момента главной передачи (контур 02). Реактивный момент главной передачи Мту и сила тяги Рк воздействуют на подрессоренную массу автомобиля и обуславливают его колебания в продольно-угловой плоскости по координатам X, Ъ, ср.

По выбранной структурной схеме проводилась разработка математических моделей и расчетные исследования по этим моделям собственных и вынужденных колебаний подвески легкового автомобиля.

В результате получили систему дифференциальных уравнений, описывающих свободные колебания легкового автомобиля с колесной формулой 4x2:

Z„,2 -Z-(b~bK}p Х„,2

ъ„ к

= 0

ч>» i

- Z - (b - Ь„Ур X т2

Ьр

- Z — {Ь — Ьк Ур хт

M2x„2+cilxml-x)-{h-rKyp]--мпх -с;[(х„2 -х)-{ь- гкУр}= о

M2Zm2 + C;{¿m2 - Z -b<p)+ Cl2Zm2 -

m„z-с-;(гт1 -z-a<p)~c;(zm2 -z-ь<р)л

+ £ш. I^L _ z„,2-z-(¿-6,> _ = 0 bP L ' К r« J

JJp + C,'a(Zm¡ - Z - a<p)~ C;b(Zn2 - Z - b<p)+ C¡(h - r,)2^ - X™2 ~X j -

= 0

= 0

(1)

<?*, zm2-z-(b-bK}p x„2

' b„ r

+ C'ulZmi + C*(zml - Z - a<p)= 0.

= 0

Здесь С

из соотношения

эквивалентная крутильная жесткость, которая определяется

11 1111

+-+ — +---

спш CZ С\г~

с

CJ-

- + -

Другие обозначения:

- момент инерции подрессоренной массы относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести автомобиля; Уд„ - момент инерции вращающихся деталей двигателя, маховика и ведущих деталей сцепления; Мп - подрессоренная масса автомобиля; а - расстояние от оси передних колес до центра тяжести подрессоренной массы; Ъ - расстояние от оси задних колес до центра тяжести подрессоренной массы; Ьр - плечо связи реактивного момента трансмиссии с дополнительными упругими силами; Ьк - плечо, определяющее положение условной точки крепления рычагов подвески к кузову; /' = /к-/0; - передаточное отношение включаемой передачи; /0 - передаточное отношение главной передачи; X - продольное перемещение подрессоренной массы; Хтц2) - продольное перемещение неподрессоренной массы; 2 - перемещение перпендикулярно плоскости дороги подрессоренной массы (вертикальное); гт1 и Хт2 - вертикальные перемещения неподрессоренных масс передней и задней частей автомобиля соответственно; X, 2 — линейные ускорения подрессоренной массы; гк - радиус качения колеса; ср - угол, характеризующий продольно-угловые колебания подрессоренной массы; (рдв - угол поворота коленчатого вала двигателя; <рдв - ускорение коленчатого вала двигателя; (рт - угол поворота вращающихся деталей коробки передач от первичного вала до синхронизатора; Скп - жесткость, приведенная к крутильной, деталей коробки передач; Сэт - эквивалентная жестко^ь участков трансмиссии, ведущего моста и шин, приведенная к двигателю; С„ - крутильная жесткость карданного вала; С,™ — суммарная крутильная жесткость шин и полуосей ведущего моста; С', Сг2 - вертикальная жесткость упругих элементов соответственно передней и задней подвесок; - жесткость на выкручивание подвески ведущего моста; С1 - горизонтальная (продольная) жесткость направляющего устройства задней подвески ведущего моста; С*2 - горизонтальная жесткость шин ведущего моста, С*, - вертикальная жесткость шин передней подвески.

Из системы уравнений (1) при подстановке в них параметров элементов системы определялись собственные частоты колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс полностью груженых легковых автомобилей с рычажно-пружинными подвесками (табл. 1).

Таблица 1 - Расчетные собственные частоты для легкового автомобиля

ИЖ-2126 с рычажно-пружинной подвеской

Номер частоты Значение частоты, Гц. Передача Примечание

1 2 3 4

ҐІ 1,16 1,175 1,179 1,18 Продольно-угловые колебания подрессоренной массы

Ь 1,264 1,264 1,264 1,264 Вертикальные колебания подрессоренной массы

із 2,17 3,36 4,92 6,33 Крутильные колебания системы «двигатель - трансмиссия -подвеска — колеса — масса автомобиля»

и 10,2 10,2 10,2 10,2 Вертикальные колебания не-подрессоренных масс ведущего моста

ь 12,41 12,41 12,41 12,41 Вертикальные колебания не-подрессоренных масс ведомого моста

В третьей главе приводятся расчетные исследования и оптимизация конструктивных параметров и характеристик подвесок. Рассмотрены общие требования, предъявляемые к системам подрессоривания передней и задней подвесок автомобиля для обеспечения его комфортабельности (плавности хода), безопасности движения и устойчивости на поворотах. Проведен анализ упругих и демпфирующих свойств подвесок в зависимости от различных параметров отдельных ее элементов (пружины, торсионы, буфера, амортизатор, резиновые упругие элементы (РУЭ)).

Разработаны варианты передних подвесок, в которых имелась возможность менять диаметр стабилизатора поперечной устойчивости, углы установки передних колес, характеристики амортизаторов, конструкции упругого элемента и резинометаплического шарнира (РМШ).

Для автомобиля ИЖ-2126 спроектированы и устанавливались на него два основных и наиболее распространенных типа передней подвески - независимая рычажно-пружинная и независимая пружинная типа «качающаяся свеча».

Передняя подвеска типа «качающаяся свеча» представляет собой расположенную на каждом колесе амортизаторную стойку с поворотным кулаком, на

котором монтируется колесный узел и направляющее устройство в виде штампованного рычага, соединенных между собой герметичным шаровым шарниром. Амортизационная стойка и рычаг соединены с кузовом при помощи рези-нометаллических шарниров (верхняя опора и цилиндрический шарнир). Амортизационная стойка представляет собой гидравлический телескопический гаситель колебаний и одновременно является направляющим устройством подвески.

В результате разработки новой конструкции подвески проведены расчетные исследования верхних опор амортизаторных стоек с целью совершенствования передней подвески легкового автомобиля.

Верхняя опора амортизаторной стойки передней подвески типа «качающаяся свеча» легкового автомобиля представляет собой резинометаллический шарнир, передающий часть веса кузова и способствующий поглощению вибраций, передаваемых от колеса на кузов. Верхняя опора играет важную роль в конструкции подвесок автомобилей, гак как долговечность и комфортабельность автомобиля зависит от надежности и эффективности ее работы.

Верхняя опора модели опытного варианта автомобиля ИЖ-2126 (рис. 2) по конструкции аналогична многим опорам зарубежного производства, распространенным в автомобилестроении.

1 2. 1 І.

Рисунок 2 - Верхняя опора автомобиля ИЖ-2126

Опора состоит из наружной 1 и внутренней 3 металлических обойм, между которыми завулканизирована резина 2. Внутренняя обойма состоит из двух приваренных друг к другу штампованных чашек. Наружная обойма состоит из штампованной фигурной втулки и штампованного опорного фланца, которые также приварены друг к другу. К фланцу приварены три болта 4 для крепления

опоры к кузову. Опора неразборная, состоит из 8-ми деталей, масса составляет 1,3 кг. Осевая характеристика опоры имеет гистерезис, внутреннее трение по которому составляет 220 НУмм при статической нагрузке 310 Н.

Осевые упругие характеристики опор представлены на рис. 3.

Р. н 7500 7250 7000 6750 6500 6250 6000 5750 5500 5250 5000 1.750 4500 «50 М00 3750 3500 3250 3000 2750 2500 2250 2000 1750 1500 1250 1000 750 500 250

/

1

/ и

/ і

Р

/ а

/ ч

/ і і

г

! / і

1 У і

¡V Ш

/ р / 1

¡/І / /

✓ / і і

1 / 1 Л ! 1

й / / / / /

щ ґ / к / ■

Н' / / V /

7" / / / а

! 1/ / /

им А / / / У

// ш & у

і л /А / V

Ш и * ґ У

\BLi\W/ ^С'г

1

1

----------- ВАЗ-2108

ИХ - 2126 111 ИХ - 2126 І2І

- Рено

- Фольксваген пассат

- Датсун

- Мазба

Рисунок 3 - Осевые упругие характеристики верхних опор

При проектировании верхней опоры амортизаторной стойки типа «Мак-ферсон» передней подвески автомобиля ИЖ-2126 учитывали следующие требования:

- конструкция опоры должна обеспечивать поглощаемость высокочастотных колебаний;

- иметь эффективную силовую характеристику;

- конструкция должна обладать надежностью в работе и долговечностью при оптимальной массе резинового элемента.

С учетом обеспечения выполнения данных требований спроектирована опора ИЖ-2126 (рис. 4), параметры которой были ориентировочно подобраны по приближенным формулам, приведенным ниже. Дополнительно к опоре ИЖ-2126 была поставлена задача по обеспечению циркуляции воздуха между зачехленным объемом верхней части стойки и подкапотным более чистым пространством автомобиля (рис. 5).

150

Рисунок 4 - Опора верхняя с крышкой: 1 - опора ИЖ-2126,2 - крышка опоры

5 3 12

Рисунок 5 - Эскиз верхней части установки подвески колеса на автомобиль

ИЖ-2126:

1 - подвеска колеса (опора с амортизаторной стойкой); 2 - кузов (брызговик); 3 - кузов (капот); 4 - чехол; 5 - подкапотное пространство Положительное решение этой задачи уменьшает изнашиваемость штока амортизаторной стойки и его уплотнения, что в целом увеличивает долговечность работы узла.

Для получения требуемой прогрессивной характеристики и эффекта запирания упругого элемента опоры, в целях исключения его разрушения при больших перемещениях обойм относительно друг друга, была спроектирована специальная крышка (рис. 4, позиция 2), устанавливаемая в верхней части наружной обоймы с помощью стопорного кольца и контактирующая своим запирающим элементом с поверхностью упругого элемента опоры.

Для выполнения требований по безопасности и надежности конструкции опоры обоймы должны зацепляться друг за друга. То есть, диаметр по нижнему торцу внутренней обоймы должен быть больше внутреннего диаметра стопорного кольца крышки, принадлежащего наружной обойме. Это предложение было реализовано в верхней опоре, показанной на рис. 4.

Верхняя опора ИЖ- 2126 состоит из 7-ми деталей. К фланцу опоры приварены три установочных болта, масса опоры с крышкой составляет 0,78 кг, внутреннее трение при нагрузке 3500 Н равно 700 Н, жесткость опоры при этой нагрузке равна 500 Н/мм. Упругий элемент выполнен из резины марки 7-ИРП-1347. Работоспособность конструкции данной опоры была проверена в составе передней подвески автомобиля ИЖ-2126.

Эта опора, без ухудшения функциональных особенностей по сравнению с ранее спроектированными конструкциями, имеет следующие преимущества:

— снижена масса опоры за счет уменьшения ее габаритов и введения двух (вместо трех) установочных болтов. Масса опоры с крышкой составляет 0,78 кг.;

- в опоре заложен эксцентриситет е (рис. 4) между осью отверстия крепления штока амортизаторной стойки и осью симметрии размера между установочными болтами для крепления ее к кузову. Этот эксцентриситет введен для изменения продольного угла наклона стойки в подвеске при установке ее на автомобиль.

После изготовления опытной опоры ИЖ-2126 с крышками были сняты их осевые упругие (силовые) характеристики (рис. 6).

Верхняя опора ИЖ-2126 с запирающей крышкой имеет эффективную характеристику, экономична и обладает разнообразными функциональными возможностями по работоспособности в сравнении с другими конструкциями опор.

Р. н 5000 4750 ¿500 t2SO МЗОО 3750 1S00 3250 3000 2150 2500 2250 2000 1750 1500 1250 1000 750 500 250

О 1 2 J 4 5 Us 6 7 81 mh

Рисунок 6 - Осевые упругие характеристики опоры ИЖ-2126: 1 - кривая нагружения, 2 - кривая при снятии нагрузки, 3 - расчетная кривая, А, Б - предельные значения при контроле опор

В процессе исследований разработана методика расчета верхних опор, которая позволила на стадии технического проекта оценивать их осевые упругие характеристики. •

Так как изготовление верхних опор относится к дорогостоящей продукции и при проектировании невозможно изготовление нескольких опытных вариантов конструкций для нахождения оптимального, то основные параметры конструкции данной опоры определялись расчетным путем по известным формулам, предложенным Лавенделом Э. Э. Но при их применении были получены большие расхождения с экспериментальными данными. Поэтому разработана новая методика расчета верхних опор амортизаторных стоек.

Методика расчета.

Расчет верхних опор по определению прогиба в пределах малых деформаций (до 20 % сжатия опоры) основывался на формуле, предназначенной для расчета резиновых рессор, работающих на комбинированные нагрузки — сжатие и сдвиг, к которым относятся круговые мосты Мультон и мостичные рессоры:

где

f- прогиб упругого элемента; Р - нагрузка;

h - высота упругого элемента;

а' - 90°-а - продольный угол наклона упругого элемента; G - модуль сдвига;

F - площадь крепления резины к внутренней обойме;

Е' - модуль упругости в зависимости от фактора формы упругого элемента:

Е' = Е(1+шФ), (3)

где

Е - модуль упругости (Е = 3G);

m - коэффициент трения (ш = 4,67 - для привулканизированного упругого элемента к обойме);

Ф - коэффициент формы - отношение площади опорных поверхностей к площади свободных поверхностей опоры, в нашем случае:

2h'

Данная ориентировочная формула (2) требует уточнения, так как высота h и длина 1 в процессе деформации упругого элемента опоры под действием нагрузки Р являются переменными величинами (рис. 7). Реальная расчетная высота упругого элемента h должна соответствовать h':

h' = h -ДЬ, или h' = h - f cosa'. С учетом формулы (3) формула (2) примет вид:

Р=- ffG

h-fcosa'

sin2 a+ 6

1 + 4,67—p-l--л eos2 a'

2(h-fcosa)

(4)

Для расчета характеристик осевой упругости верхних опор использовалась разработанная программа для ЭВМ, которая по заданному перемещению £ позволяет определить нагрузку Р.

i p 1 D

Л

Рисунок 7 - Эскиз опоры, приведенный к расчетной схеме: Р — нагрузка; у — упоры; а - угол наклона упругого элемента; h — высота упругого элемента; dcp - средний диаметр упругого элемента; 1 - длина упругого элемента; d — средний диаметр внутренней обоймы; D — средний диаметр наружной обоймы Конструкция опоры должна удовлетворять условию:

ill

где

hi - ширина резинового слоя в нормальной плоскости действия силы; 1] - длина резинового слоя в этой же плоскости; [1/4] - допустимое отношение.

Если опора имеет отношение более 1/4, то её следует делать из нескольких секций.

Расчет характеристик опор ИЖ-2126 производился по формуле (4). Полученные расчетные величины сравнивали с экспериментальными данными (рис.

3).

При сравнении расчетных данных с экспериментальными при 20 % деформации упругого элемента в опорах отклонение расчетных данных составило соответственно 14,5 % и 16 %, что приемлемо для расчетов резинотехнических изделий (например, отклонение только одних свойств резины одной марки от номинального находится в пределах ± 20 %).

Конструктивное условие работоспособности опор ИЖ-2126 соответствует расчету по формуле 5:

2 4.

Важным рабочим параметром верхних опор является угол наклона их упругих элементов. Для данного типа амортизационных деталей, испытывающих одновременное действие сил сжатия (Рсж) и сдвига (Рсд) от действия осевой силы (Р) в результате наклона демпфирующего элемента, в ряде работ рекомендуется при проектировании выбирать углы наклонов упругих элементов (УЭ) — а° в пределах 29°. Эта рекомендация приближенна и не учитывает ряд факторов, влияющих на работу амортизационных опор: конфигурация (размеры) УЭ, условия закрепления опорных поверхностей и параметры применяемых материалов. Поэтому на практике угол наклона УЭ выбирается экспериментально, что является дорогостоящей работой, так как требуется доработка пресс-форм.

В целях улучшения работоспособности опор необходимо определять такой угол наклона УЭ а°, при котором в зависимости от конфигурации и свойств материала, УЭ удовлетворял бы оптимальным условиям по эффективности демпфирования и долговечности работы конструкции. То есть при проектировании опоры следует конструктивно уравновешивать за счет угла наклона УЭ действующие нагрузки сжатия и сдвига по предельно допускаемым нормальным и касательным напряжениям выбранного материала [а]сж и [т]сд.

Формула расчета угла а° для различных конфигураций опор, работающих при действии на них комбинированных нагрузок и отсутствии скольжения УЭ относительно обойм, следующая:

, 1 ["]«

где

Ф — фактор формы УЭ (отношение площади опорной поверхности к сумме площадей свободных поверхностей).

Из формулы (6) видно, что важными параметрами, влияющими на величину угла а°, а значит, и на работоспособность опор, которые требуют своего оптимального (рационального) выбора, являются фактор формы Ф и характеристики материала УЭ, определяющие соотношение напряжений [о]сж и [т]сл. При этом следует учитывать изменения [<т]сж и [т]сд в зависимости от условий закре-

Ь, = 1,2 _ 0,5 _ 0,5 1, ~ 4,7 " 3,0 ~ 2,7 ~

пления опорных поверхностей УЭ в опорах и видов нагрузок (статических или динамических) на УЭ, так как динамические касательные напряжения разных марок резины одной твердости отличаются друг от друга.

С помощью табличных данных напряжений [а]сж и [т]сд, рассчитанных в работе по формуле (6), можно рассчитать оптимальные углы наклона УЭ для амортизационных деталей, работающих при комбинированных нагрузках. Табличные данные могут быть также пригодны на практике и для расчета по известным формулам других резинотехнических изделий: втулок, прокладок и др. Независимо от изменения резины по твердости отношения предельных напряжений сжатия [о]сж к сдвигу [т]сд постоянны для одинаковых видов статических или динамических нагрузок. Следовательно, формулу (6) можно записать:

К'

а = аг^

(7)

_3(1 + 4,67Ф) где

К^ - коэффициенты отношений предельных напряжений в деталях, которые работают при комбинированных только статических или динамических нагрузках;

п - индекс, характеризующий вид нагрузки;

1 - индекс, характеризующий условия соединения УЭ с арматурой и физико-химические показатели резины.

Для наглядности и облегчения нахождения угла наклона а° по заданному значению фактора формы УЭ построены графические зависимости на рис. 8. При этом фактор формы варьировался от 0,25 до 4,0.

Наиболее рациональные расчетные величины углов наклона УЭ существенно отличаются от рекомендуемого значения а° = 29°, упомянутого выше. Спроектированные и изготовленные с таким углом опоры могут работать с перенапряжением УЭ от сжимающих или сдвигающих сил, что проявится в дальнейшем при эксплуатации в недостаточной эффективности или долговечности их работы. Для устранения данных «скрытых» дефектов необходимо будет увеличивать размеры УЭ, что в свою очередь приведет к необоснованному увеличению материалоемкости всей конструкции.

Рисунок 8 - Зависимости фактора формы упругого элемента от ее угла наклона для различных материалов и условий закрепления опорных

поверхностей

Методики расчетов осевых характеристик и определения углов наклона верхних опор а° для различных конфигураций, работающих при действии на них комбинированных нагрузок и отсутствии скольжения УЭ относительно обойм по формуле (6), позволяют получить хорошее согласование расчетных и экспериментальных данных.

Теоретически определено, что каждому значению фактора формы Ф верхних опор соответствует определенный угол наклона УЭ, зависящий от параметров применяемых материалов и условий закрепления опорных поверхностей.

В четвертой главе представлены результаты стендовых испытаний для исследования колебаний подвески автомобиля. Определены параметры элементов и характеристики передней подвески. Проведены оценка качества подрес-соривания конструкций подвесок при лабораторно-дорожных испытаниях и анализ результатов расчетных и экспериментальных исследований для доказательства адекватности математических моделей работе реальных машин.

На рис. 9 приведены графики амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) колебаний подрессоренных масс исследуемого автомобиля с рычажно-пружинной подвеской, полученные экспериментально и расчетным путем.

а м/с2

2.5-

2.0

15 ■

Ю

0.5

О 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 I Гц

Рисунок 9 - АЧХ ускорений подрессоренных масс легкового автомобиля:

1 - кривая, полученная экспериментально на стенде при испытании с «подгрузкой» двигателя; 2 - кривая, полученная при испытании без «под-грузки» двигателя; 3- кривая, соответствующая АЧХ, полученной расчетным путем, колебаний подвески легкового автомобиля Условия испытаний были следующие: вначале проводились исследования без учета колебаний трансмиссии (коробка передач на нейтрале), а затем исследования продолжались на переменных нагрузочных режимах работы двигателя - с так называемой «подгрузкой» двигателя (при включении прямой передачи в коробке передач). «Подгрузка» двигателя обеспечивала при эксперименте проведение исследований взаимосвязанных колебаний системы «подвеска - трансмиссия». Экспериментальные исследования проводились на вибростенде при отсутствии отрыва колес от опорных поверхностей.

Таким образом, результаты экспериментальных и расчетных исследований показали, что колебательная система исследуемого автомобиля даже при возмущении только со стороны дороги имеет не две, а три резонансных частоты. Экспериментально полученная частота первого резонансного пика отличается от расчетной на 25...30 %, так как при наличии вязкого и сухого трения в элементах системы трудно при экспериментальных исследованиях точно определить параметры системы, особенно в зоне низких частот, из-за отсутствия аппаратуры для надежной работы в диапазоне частот от 0 до 2,5 Гц. Поэтому разница для частоты второго резонансного пика между экспериментальны-

ми и расчетными значениями была уже в пределах 10... 15 %, что объясняется более надежной работой измерительной аппаратуры. На третьем резонансном пике еще меньшее расхождение, по величинам амплитуд ускорений, полученных расчетным и экспериментальным путем (5...7 %).

В соответствии с рисунком 9 даже при невыгодных условиях испытаний с точки зрения выявления резонансных частот «подгрузка» двигателя позволила обнаружить при анализе АЧХ ускорений подрессоренной массы автомобиля не 2, а 3 резонансных зоны (1,5...2,5 Гц, 4...4,5 Гц и 10...11 Гц).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ВЫВОДЫ

1. Разработана математическая модель легкового автомобиля, позволяющая исследовать вибрационные характеристики подвески автомобиля.

2. Разработаны новые конструкции элементов, функционально относящихся к системе подрессоривания: направляющие устройства, буфера (упругие ограничители), резинометаллических опоры.

3. В целях улучшения работоспособности опор необходимо определять угол наклона упругого элемента, в зависимости от конфигурации и свойств материала, из условий обеспечения наиболее рациональных показателей демпфирования и долговечности работы конструкции.

4. Разработана методика проектирования и расчета верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

5. С помощью предложенной методики получены характеристики верхних опор с учетом деформации упругого элемента и при сравнении с экспериментальными данными расхождения составили не более 16 %, что значительно выше точности существующих методик расчетов резинотехнических изделий (20 %) [26].

6. Теоретически определено и практически подтверждено, что параметры верхней опоры амортизаторной стойки автомобиля, которая может быть изготовлена из резины средней твердости, фактор формы упругого элемента в пределах 1,5, а продольный угол его наклона должен соответствовать 15°.

7. Разработана функциональная зависимость фактора формы упругого элемента от ее угла наклона для различных материалов и условий закрепления опорных поверхностей.

8. Результаты численных исследований отличаются от экспериментальных данных по максимальным пиковым величинам амплитуд ускорений в резонансной зоне частот 8,5... 11 Гц не более чем на 7 %, что говорит о достаточно высокой степени адекватности построенной математической модели и позволяет рекомендовать методику расчета конструкции верхней опоры амортизаторной стойки к практическому применению.

Основные положения диссертационного исследования опубликованы в следующих работах:

1. Пономарев В.М., Шаихов Р.Ф. Способы, повышающие эффективность использования гибридных приводов на АТС// Теория динамических систем в приоритетных направлениях науки и техники: Сб. докладов Всероссийской конференции. — Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2007. - С.142-147.

2. Шаихов Р.Ф. Сравнительные характеристики межколесных дифференциалов различных типов// Теория динамических систем в приоритетных направлениях науки, технологии и техники: Сб. докладов второй Всероссийской конференции молодых ученых, аспирантов и студентов. — Екатеринбург -Ижевск: Изд-во Института экономики УрО РАН, 2007. - С. 184 -191.

3. Шаихов Р.Ф. К вопросу проектирования виброзащитных систем автотранспортных средств// Материалы международной научно-технической конференции «Современное состояние и инновации транспортного комплекса». -Том II. - Пермь: Изд-во ПГТУ, 2008. - С. 193-198.

4. Шаихов Р.Ф. Разработка методики проектирования и расчета виброзащитных систем подвески легкового автомобиля// Сборник докладов выставки-сессии инновационных проектов молодых ученых и аспирантов. - Ижевск: Изд-во "КнигоГрад", 2008. - С. 46-50.

5. Шаихов Р.Ф. Подходы к решению проблем виброзащиты автотранспортных средств// Материалы IX международной научно-практической конференции «Прогрессивные технологии в транспортных системах». — Оренбург: 2009. - Изд-во ИПК ГОУ ОГУ. - С. 423-425.

6. Шаихов Р.Ф., Гнедаш О.В. Анализ подходов совершенствования систем подрессоривания современного автотранспортного средства// Материалы Международной научно-технической конференции «Транспортные и транс-

портно-технологические системы». - Тюмень: Изд-во ТюмГНГУ, 2010. - С. 353-356.

7. Разработка методик структурной и параметрической оптимизации комбинированных (гибридных) энергосиловых установок транспортных средств № 2.1.2/10326: Пром. Отчет (5-ый этап) о научн.-иссл. раб., выполн. в рамках аналитической ведомственной целевой программы «Развитие научного потенциала высшей школы (2009-2010 годы) на 2011 год». Номер гос. per. НИР: ВНТИЦ, 01.2.00 901933/Ижевский государственный технический университет; руководитель работы Н.М. Филькин. - Ижевск: ИжГТУ, 2011. - 128 с. -Отв. исполн. В.А. Умняшкин; Соисполн.: P.C. Музафаров, С.А. Шиляев, Р.Ф. Шаихов и др.

8. Разработка методик структурной и параметрической оптимизации комбинированных (гибридных) энергосиловых установок транспортных средств №2.1.2/10326: Заключ. отчет (6-ой этап) о научн.-иссл. раб., выполн. в рамках аналитической ведомственной целевой программы «Развитие научного потенциала высшей школы (2009-2010 годы) на 2011 год». Номер гос. per. НИР: ВНТИЦ, 01.2.00 901933/Ижевский государственный технический университет; Руководитель работы Н.М. Филькин. - Ижевск: ИжГТУ, 2011. - 88 с. -Отв. исполн. В.А. Умняшкин; Соисполн.: P.C. Музафаров, С.А. Шиляев, Р.Ф. Шаихов и др.

9. Шаихов Р.Ф., Филькин Н.М. Расчет оптимального угла наклона упругого элемента амортизационных опор// Вестник ИжГТУ: Периодический научно-теоретический журнал Ижевского государственного технического университета. -Вып. 1. - Ижевск: ИжГТУ, 2011. - С. 29-33.

10. Шаихов Р.Ф., Филькин Н.М. Оптимизация упругих элементов амортизационных опор легкового автомобиля для снижения влияния вибрации на организм человека// Современные проблемы науки и образования. - 2012. -№ 1; URL: http://www.science-education.ru/101-5442 (дата обращения: 06.02.2012).

Подписано в печать 12.03.2012г. Формат 60x84/16 Усл. печ. л 1,5. Тираж 100 экз. Заказ № 1474 Отпечатано в ЧТИ (филиал) ИжГТУ 617766, г. Чайковский, ул. Декабристов,23

61 12-5/3674

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «ИЖЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

На правах рукописи Шаихов Ринат Фидарисович

УДК 629.02

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА И ОБОСНОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ ВЕРХНЕЙ ОПОРЫ ПЕРЕДНЕЙ АМОРТИЗАТОРНОЙ СТОЙКИ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: д.т.н., профессор Филькин Н.М.

Ижевск 2012

ОГЛАВЛЕНИЕ

ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ...................................4

ВВЕДЕНИЕ......................................................................................5

Глава 1. ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ АВТОМОБИЛЯ НА ОРГАНИЗМ ЧЕЛОВЕКА, БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ЕГО КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ....................10

1.1. Актуальность проблемы повышения качества автотранспортных виброзащитных систем......................................................................10

1.2. Разработка и совершенствование систем подрессоривания автомобилей...................................................................................................................13

1.3. Особенности расчета и оценки виброзащитных систем автомобилей.......................................................................................22

1.4. Виброзащитные системы с управляемыми параметрами....................30

Глава 2. РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ ОПИСЫВАЮЩИХ КОЛЕБАНИЯ СИСТЕМЫ "ДВИГАТЕЛЬ - ТРАНСМИССИЯ - ПОДВЕСКА - КОЛЕСА - МАССА АВТОМОБИЛЯ".....................................33

2.1. Выбор структурной схемы движения автомобиля для оптимизации конструктивных параметров и характеристик подвесок.........................33

МОБИЛЯ....................................................................................70

3.1. Общие предпосылки расчетных исследований новых конструкций подвесок....................................................................................70

3.2. Анализ кинематических и конструктивных схем подвесок.................81

3.3. Расчетные исследования конструктивных элементов подвесок...........90

3.4. Выводы по главе 3..................................................................124

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ОПЫТНЫХ ОБРАЗЦОВ И ДОКАЗАТЕЛЬСТВО АДЕКВАТНОСТИ РАЗРАБОТАННОЙ МЕТОДИКИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА ВЕРХНЕЙ ОПОРЫ АМОРТИЗАТОРНОЙ СТОЙКИ ПОДВЕСКИ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ..................................................................................127

4.1. Методика проведения стендовых исследований подвески автомобиля........................................................................................127

4.2. Определение параметров элементов системы подрессоривания автомобиля.....................................................................................130

4.3. Лабораторно-дорожные и эксплуатационные испытания автомобилей с различными конструкциями подвесок.........................................132

4.4. Анализ результатов расчетных и экспериментальных исследований подвески легкового автомобиля................................................137

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЕ...................................139

ЛИТЕРАТУРА.............................................................................141

ПРИЛОЖЕНИЕ...........................................................................152

ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

Ма - масса автомобиля;

П - потенциальная энергия автомобиля;

Т - кинетическая энергия автомобиля;

Ф - диссипативная функция, характеризующая уменьшение энергии с течением времени;

а ?Ь. расстояние от оси соответственно передних и задних колес до центра тяжести подрессоренной массы автомобиля;

Ьк - плечо, определяющее положение условной точки крепления рычагов к кузову;

кь к2 - коэффициенты жесткости передней и задней подвесок;

Оа - вес автомобиля;

11-

координта центра тяжести подрессоренной массы по высоте;

ь15ь2_ высоты неровностей дороги соответсвенно под передними и задними колесами автомобиля; Ь - база автомобиля;

Рк - сила тяги на ведущих колесах;

^N1 '^N2 - нормальные реакции колес соответсвенно передней и задней осей;

Z,Z,Z- соответственно вертикальное перемещение, скорость и ускорение подрессоренной массы;

соответственно вертикальное перемещение,

скорость и ускорение неподрессоренных масс передней и задней частей автомобиля;

{'Рсоответственно угол, скорость и ускорение, характеризующие продольно-угловые колебания подрессоренной массы;

ВВЕДЕНИЕ

Вибрационная нагрузка является одним из факторов, влияющих на выбор и приоритет потребителя к транспортному средству. Обеспечением требуемого уровня вибронагруженности автомобиля занимаются на этапе проектирования с целью создания комфортных условий при движении.

Движение автомобиля по неровным дорогам сопровождается непрерывными колебаниями подрессоренных и неподрессоренных масс, которые приводят к возрастанию динамических нагрузок, к снижению надежности узлов и агрегатов автомобиля. В этой связи, к подвеске автомобиля предъявляется ряд требований: комфортабельность, плавность хода, управляемость, устойчивость и безопасность движения, долговечность агрегатов, производительность, скорость движения.

Подрессоренная масса автомобиля, масса водителя и пассажиров в процессе его эксплуатации меняются случайным образом, следовательно, и параметры виброзащитной системы, зависящие от этих масс, будут являться переменными случайными параметрами. При изменении величины подрессоренной массы автомобиля и дорожных условий для повышения эффективности виброзащитной системы требуется управлять ее параметрами.

Существует практика использования нелинейных характеристик виброзащитных систем с целью уменьшения вероятности возникновения нештатной ситуации: для снижения вероятности пробоя подвески легкового автомобиля используют буфер сжатия, выполняющий роль не только ограничителя хода подвески, но и дополнительного упругого элемента, повышающего ее энергоемкость; для уменьшения вероятности возникновения больших по величине ускорений подрессоренной массы используют амортизаторы с разгрузочными клапанами и несимметричной (коэффициент сопротивления амортизатора на ходе сжатия подвески меньше, чем на ходе отбоя) демпфирующей характеристикой.

Улучшение эксплуатационных свойств легковых автомобилей обусловлено ужесточением предъявляемых к ним требований нормативных документов и потребителей, соответствие которым особенно важно в условиях жесткой конкуренции между производителями автомобилей. Уровень вибро-нагруженности и внутреннего шума становится одним из главных показателей качества автомобиля и в значительной мере характеризует степень совершенства его конструкции.

При проектировании автомобиля процесс моделирования уровня вибрации является наиболее сложным, для чего при построении математических моделей вводятся различные упрощения и используются эмпирические зависимости, полученные экспериментальным путем.

Колебания, вызываемые неровным профилем опорной поверхности, оказывают значительное влияние на режим движения автомобиля, выбор водителем скорости движения, и, в конечном итоге, на производительность транспортного средства. Улучшение комфортабельности автомобиля, путем снижения уровня вибрации подрессоренной части уменьшает утомляемость водителя, увеличивает срок службы агрегатов и, тем самым, повышает безопасность дорожного движения. Поэтому совершенствование конструкции подвески автомобиля всегда было и будет актуальной проблемой автомобилестроения.

Улучшение эксплуатационных свойств легковых автомобилей обусловлено ужесточением предъявляемых к ним требований нормативных документов и потребителей, соответствие которым особенно важно в условиях жесткой конкуренции между производителями автомобилей. Уровень вибро-нагруженности и внутреннего шума становится одним из главных показателей качества автомобиля и в значительной мере характеризует степень совершенства его конструкции.

Одной из самой нагруженной и ответственной частью является передняя подвеска легкового автомобиля, воспринимающая динамические нагрузки.

Важно правильно и быстро оценить уровень вибронагруженности узлов автомобиля и предложить пути и средства ее снижения. Поэтому тема

диссертационного исследования, направленная на разработку методики расчета и проектирования верхней опоры амортизаторной стойки, позволяющей создать конструкцию указанной опоры с повышенными технико-эксплуатационными характеристиками и снизить вибронагруженность легкового автомобиля в целом, всегда является актуальной.

Цель исследования. Повышение технико-эксплуатационных качеств автомобиля путем исследования и обоснования параметров конструкции элементов передней подвески легкового автомобиля.

Задачи исследований.

Сформулированная цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные задачи исследований диссертационной работы:

- разработка математической модели подвески легкового автомобиля как многомассовой колебательной системы.

- разработка методики проектирования и расчета верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

- расчет оптимальных (наиболее рациональных) параметров верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

- проведение экспериментальных исследований конструкции передней амортизаторной стойки в составе автомобиля.

- разработка рекомендаций по виброизоляции кузова автомобиля и выбору конструктивных параметров верхней опоры амортизаторной стойки передней подвески легкового автомобиля.

Объект исследования. Виброзащитная система легкового автомобиля.

Предмет исследования. Методики расчета, обоснования и оптимизации базовых параметров и характеристик верхней опоры амортизаторной стойки, к которым относятся осевые характеристики опоры, фактор формы Ф, угол наклона верхних опор а0.

Методы исследований. Теоретические методы исследования базируются на теории движения транспортных машин, теории колебаний, методах

математического моделирования. Экспериментальные исследования и подбор оборудования базируются на основе разработанных алгоритмов расчета элементов подвески легкового автомобиля, методах планирования эксперимента, математических методах обработки экспериментальных данных.

Научная новизна.

Научная новизна выполненной диссертации заключается в следующем:

- разработана математическая модель легкового автомобиля, как многомассовой колебательной системы, позволяющая находить собственные частоты колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс.

- разработана научно-обоснованная методика проектирования и расчета конструктивных параметров верхней опоры амортизаторной стойки легкового автомобиля.

- обоснованы значения базовых параметров верхней опоры амортизаторной стойки для легкового автомобиля категории В.

- разработаны научно-обоснованные рекомендации по выбору параметров верхней опоры амортизаторной стойки.

Практическая ценность.

Внедрение в практику проектирования результатов работы позволяет:

- выбирать базовые параметры верхней опоры амортизаторной стойки, обеспечивающие автомобилю наилучшие эксплуатационные свойства;

- сократить сроки разработки новых конструкций и объем доводочных испытаний за счет выбора наиболее эффективных конструктивных решений, причем возможно сделать это еще на ранней стадии проектирования.

Апробация.

Результаты работы докладывались и обсуждались на научных конференциях Чайковского технологического института (филиала) ИжГТУ (20072012 г.г.), Всероссийской конференции «Теория динамических систем в приоритетных направлениях науки и техники» (Чайковский, 2007 г.), пятой выставке-сессии инновационных проектов студентов и молодых ученых» (Ижевск, 2008 г.), Международной научно-технической конференции «Современное состояние и инновации транспортного комплекса» (Пермь,

2008 г.), IX Международной научно-технической конференции «Прогрессивные технологии в транспортных системах» (Оренбург, 2009 г.); Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы» (Тюмень, 2010 г.).

Публикации.

По теме диссертации опубликовано 10 научных работ, включая 2 публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации материалов диссертаций на соискание степени кандидата наук.

Структура и объем работы.

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка литературы из 120 наименований и приложения. Основная часть работы изложена на 157 страницах машинописного текста, содержит 45 рисунков и 29 таблиц. Приложение включает таблицу на 6 страницах.

Глава 1. ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ АВТОМОБИЛЯ НА ОРГАНИЗМ ЧЕЛОВЕКА, БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ЕГО КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ

1.1. Актуальность проблемы повышения качества автотранспортных

виброзащитных систем

Колебания, вызываемые неровным профилем опорной поверхности, оказывают значительное влияние на режим движения автомобиля, выбор водителем скорости движения, и, в конечном итоге, на производительность транспортного средства. Известно, что при эксплуатации транспортного средства на дорогах с неровной поверхностью средняя скорость движения уменьшается на 40.. .50 %, межремонтный пробег - на 35.. .40 %, расход топлива увеличивается на 50...70 %, а себестоимость перевозок возрастает на 50...60 % [1]. Водители и пассажиры транспортных средств, а также внедорожных машин подвергаются в процессе движения воздействию вибрации, которая влияет на степень их комфорта, эффективность выполнения рабочих операций, а в некоторых случаях на безопасность и здоровье [30]. Эксплуатационные качества подвески чаще всего оценивают плавностью хода, отсутствием «пробоев» и отрывом колес от опорной поверхности [93].

К настоящему времени вопрос влияния механических колебаний на организм человека и оценки их вредного воздействия изучен достаточно хорошо. В работе A.A. Хачатурова [37] указано, что человеческое тело является самонастраивающейся системой, параметры которой меняются в широких пределах в зависимости от характера и направления действующих возмущений, положения тела в пространстве и т.д. В результате многочисленных исследований [44, 75, 81, 110] установлено, что человек воспринимает колебания как вестибулярным аппаратом, так и различными внутренними органами, глазами и кожей.

В работе [64] отмечено, что человеческое тело внешне реагирует на колебания во многом так же, как и механические системы, составленные из масс, упругих и гасящих элементов, поэтому организм воспринимает колебания по-разному в зависимости от их частоты. Когда частота внешнего воздействия приближается к собственной частоте колебаний органов и частей человеческого тела, ощущения становятся наиболее неприятными. При этом на восприятие человеком колебаний оказывает влияние характер колебаний (случайные, гармонические), положение и поза человека. Резонансные частоты органов и частей человеческого тела неодинаковы и лежат в диапазоне 2...70 Гц [15]. Максимальная чувствительность к вертикальным виброускорениям находится в двух диапазонах -2...8 и 16...30 Гц [15], к горизонтальным- 1...2 Гц [32, 89].

Экспериментальные исследования, проведенные Р.В. Ротенбергом [81], показали, что и с изменением частоты колебаний меняется параметр, на который реагирует организм человека, и степень нежелательности тех или иных частот. При малых частотах возмущений человек реагирует преимущественно на третью производную от перемещений, при средних - на ускорения, при высоких - на скорость перемещений и сами перемещения. В работах [36, 64] затронута тема психофизиологических реакций человека на внешние вибрационные воздействия, указано на проблему дифференциации «силы воздействия» колебаний, которую всегда можно определить количественно, и «силы восприятия» их человеком [64], количественное выражение которой затруднено, так как связь между величиной раздражения и ощущениями человека является предметов споров. В работе [36] отмечено, что психофизиологические реакции человека особенно остры и сильно влияют на экспертную оценку плавности хода при экстремальных виброударных воздействиях, которые возникают при переезде единичных и групповых неровностей.

Во многих работах [47, 64, 81] отмечено негативное влияние механических колебаний, воздействующих на водителя, на безопасность движения

АТС, вследствие общей утомляемости и снижения способности к концентрации внимания. Безопасность движения при колебаниях автомобиля снижается также из-за перераспределения опорных реакций в точках контакта колес с дорогой, отрыва колес от поверхности дороги, что приводит к ухудшению курсовой устойчивости движения автомобиля и может привести к потере водителем управления транспортным средством.

В работе [73] приводятся значения собственных частот колебаний основных функциональных элементов автомобиля, влияющих на плавность хода, которые представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1- Колебани