CC BY
84
УДК 629.113
И. Ф. ДЬЯКОВ, Р. М. САДРИЕВ, С. Е. МИНЯКОВ
АМПЛИТУДНО-ЧАСТОТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ С РЕССОРНОЙ ПОДВЕСКОЙ
Приведены результаты расчёта амплитудно-частотных характеристик гружёного и негружёного автомобилей с рессорной подвеской. Выделены резонансные зоны, которых следует учитывать при выборе параметров подвески автомобиля.
При выборе параметров подвески автомобиля возникает необходимость расчёта её амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) с целью снижения амплитуды колебаний резонансных зон и напряжений в подрессоренных массах [1]. Для решения этой задачи принимают, что микропрофиль дороги описывается синусоидальными волнами. Если автомобиль представить состоящим из подрессоренных и неподрессоренных масс, то относите ль ную величину перемещения можно определить по формуле [2]
= l + + (1)
<7о
где za - амплитуда перемещения автомобиля, м; q 0 - высота неровности дороги, м; zv- относительная амплитуда вертикальных колебаний подрессоренных масс; cpv - фазовый угол поворота подрессоренной массы относительно оси х, рад; v - частота возмущающего воздействия, рад/с.
Относительная амплитуда колебаний подрессоренной массы:
где coq и сок -парциальные частоты соответственно подрессоренной и непод-рессоренной масс :
^ = ; (3)
V т,ш
с с
ш d
где Спр =-----приведенная жёсткость подвески, И/м; Ср> Сш - жёст-
С р 4- С ш
кость соответственно упругого элемента подвески (рессоры) и шины, Н/м; тпд> тнд ~ соответственно подрессорные и неподрессориые массы, кг;
Уо =
h
О
И Vk =
относительные коэффициенты затухания колебаний
V
2coq ' ,v 2r¿>¿ соответственно подрессоренной
ш ^ ж _ г i i
—, /z¿ =-- парциальные коэффициенты сопротивления подвес-
и
неподрессоренной
масс;
К-
тпд тид
-1
ки, с ; к - коэффициент неупругого сопротивления подвески, Н • с/м.
Результаты расчёта этих параметров приведены в табл. 1. Фазовый угол рассчитывали по зависимости
Г 2 2 А 2\
сои -V + 41//0У
<pv = - orctg
\
2 у у
(4)
У
2я
Так как / = —, то уравнение (1) можно записать в следующем виде:
v
— = 1 4 Zv- sin(2^ 4'(ру).
%
(5)
1. Результаты расчёта
Показатель Автомобиль
гружёный негружёный
С„р, Н/м 563262,4 453633,2
ho,с 0,034 0,132
К с"1 0,245 0,245
СОо, С-1 5Д 6,03
СОь С -1 14,5 7,25
V|/o 0,0033 0,0109
щ 0,0084 0,0168
Путем дифференцирования выражения (1) можно найти значения виброскорости и виброускорения автомобиля:
• ••
Z А
— = Zv V (cos (2л- + (ру); — = -Zv v2 sin (2тг + (pv).
Яо Чо
Обозначив значения безразмерных величин перемещений, скорости и
z z z
ускорений через /(v) =—; f(v) = ——; f\v) =—, можно построить
Я о Ш Я о Я о
графические их зависимости от возмущающего воздействия v (рис.1 и 2).
_ *
Приняв для гружёного автомобиля значения vot (со0 = 1,5...2) v= (5,4 -1,5...2) = 3,5 с"1 до (cOfe = 2...3) v= (14,15 + 2...3) = 16 с"1 и для негружёно-
22 Вестник УлГТУ 1/2002
го автомобиля и от 4 до 12 с"1, можно по найденным их абсолютным значениям установить закон вынужденных колебаний линейной колебательной системы.
На основе полученных результатов расчёта гружёного автомобиля можно выделить следующие основные области (см. рис.1): дорезонансную (1); низкочастотного резонанса (2); межрезонансиую (3); высокочастотного резонанса (4); зарезонансную (5).
Дорезонансная область соответствует малой частоте возмущающей силы, например, когда автомобиль движется с небольшой скоростью по неровности большой длины. В этом случае автомобиль практически копирует профиль дороги, а величины действующих сил мало отличаются от их статических значений.
Рис. 1. Амплитудно-частотные характеристики гружёного автомобиля
Рис. 2. Амплитудно-частотные характеристики негружёного автомобиля
В области низкочастотного резонанса амплитуда, скорость и ускорение вынужденных колебаний наибольшие значения имеют примерно при совпадении частоты вынужденных колебаний и парциальной частоты подрессоренной массы.
В области высокочастотного резонанса при частотах возмущений, близких к собственным частотам неподрессоренной массы, наблюдается также увеличение перемещений, вызванное влиянием неподрессоренной массы на подрессоренную массу.
В межрезонансных и зарезонансных областях относительные перемещения, скорости и ускорения уменьшаются, причем зарезонансные колебания при увеличении частоты переходят в вибрации и звуковые колебания.
Из сравнения АЧХ автомобиля в гружёном и негружёном состояниях молено заметить, что амплитуда перемещений и ускорений при высокочастотном резонансе у гружёного автомобиля меньше, чем у негружёного, так как подрессоренная масса значительно больше неподрессоренной и последняя оказывает меньшее влияние на колебания подрессоренной массы. Амплитудные значения перемещений, виброускорений и виброскоростей уменьшаются с увеличением неупругих сопротивлений, характеризуемых парциальными коэффициентами сопротивления подвески Иили относительными
коэффициентами затухания. Например, при увеличении относительного коэффициента затухания в интервале 0,02 ...0,04 амплитудное значение перемещений и ускорений подрессоренной массы при низкочастотном резонансе уменьшается в 2 раза.
Таким образом, для заданной колебательной системы получают модули передаточных функций, т.е. аналитические выражения, с помощью которых определяют перемещения и ускорения масс в зависимости от изменения функции профиля дороги и характеристики подвески. Передаточная функция по ускорению для заданной частоты позволяет определить спектральную плотность ускорений (у), с помощью которой можно оценить и изменить
характеристики подвески автомобиля.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дьяков И. Ф., Анацкий В. С., Садриев Р. М. Условия оптимизации вибронагруженности автомобильной конструкции //Вестник УлГТУ. Серия «Машиностроение, строительство». 1989. №2. С. 5 -10.
2. Яценко Н. Н., Прутников О. К. Плавность хода грузовых автомобилей. М.: Машиностроение, 1969. 217 с.
Дьяков Иван Федорович, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Основы проектирования машин» УлГТУ. Окончил Саратовский политехнический институт. Имеет монографию и статьи в области оптимального проектирования автомобилей.
Садриев Роберт Мансурович, старший преподаватель кафедры «Основы проектирования машин» УлГТУ. Окончил Ульяновский политехнический институт. Имеет статьи в области испытания деталей на усталостную прочность.
Миияков Сергей Евгеньевич, аспирант кафедры «Основы проектирования машин» УлГТУ\ Окончил Ульяновский государственный технический университет. Работает в области устойчивости двиэюения автомобиля.
УДК 629.113.5.114 И. С. АНТОНОВ
К РАСЧЁТУ ДЕМПФИРУЮЩИХ ПРУЖИН СЦЕПЛЕНИЯ
Представлен анализ напряжённо-деформированного состоят/я цилиндрической пружины
при большом перемещении под действием сжимающей сипы и изгибающего момента.
i
Одним из вариантов конструкции гасителя (демпфера) крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля является установка тангенциально расположенных в ведомом диске сцепления цилиндрических пружин сжатия. В зависимости от характеристики демпфера- пружины могут иметь значительный «ход», испытывая в процессе деформации сжатие в совокупности с чистым изгибом (рис.1). Практический интерес представляет оценка напряжённо-деформированного состояния (НДС) пружин именно при указанных условиях нагружения.
Полагаем, что известна деформационная характеристика пружины, а нам необходимо определить её НДС. Опуская промежуточные выкладки и используя рекомендации [1], сжимающую силу можно оценить следующим образом:
г- 4' jyu)' ■jp • / \ cos2 ао' (Лео'cos • c°s а + jр • sin • sin a) t =-—--sm[a-a0)--:-j---———7-Г-*-,(1)
D¿ cos a• cos ал- Jр • sm а)
