CC BY
86
Диаграмма Айнса-Стретта приведена на рисунке 7, область устойчивости заштрихована.
Ь
О 0.5 1 1.5 2
Рисунок 7 - Диаграмма Айнса-Стретта
Анализ устойчивости параметрических колебаний производится по расположению функции И = ад рассматриваемой системы. На диаграмме линия 1 соответствует параметрам левого привода (у л = 7°29' , с = 7780 Нм/рад. Линия И = ад пересекает чередующиеся области устойчивости и неустойчивости. Параметрические резонансы возможны в области неустойчивости. Из расположения на диаграмме графика 1 видно, что линия пересекает широкую область неустойчивости. Это означает большую вероятность потери динамической устойчивости практически при любом технически возможном значении частот возмущения. Приведенный резонанс (а = 1) является основным и наиболее опасным. В этом случае соотношение частот возмущений и собственной равно р = 2ю0.
Приведенное относится к условиям, когда диссипация энергии отсутствует Это имеет место при работе приводов водометов на суше - перед входом в воду и выходом из нее. При движении на плаву работа водометов сопровождается существенной диссипацией энергии. В этом случае амплитуда параметрических колебаний наиболее существенна на режиме первого основного резонанса (а = 1,р = 2га0), наиболее опасного и слабо чувствительного к действию диссипативных сил. Критическое значение частоты равно
,=^оД п)2 - п)2+)2,
V 2 п п 4 п
2пв
где Д - декремент затуханий, Д = , в - коэффи-
®о
циент затуханий. Устойчивость системы может быть повышена введением гасителя колебаний, т.е. дополнительной податливости одного из элементов привода, например шестерни трансмиссии. Настройка гасителя позволяет отстраиваться от резонанса, исключая при определенном значении параметра глубины модуляции попадание в область динамической неустойчивости.
Другим эффективным путем исключения параметрических колебаний является сокращение параметра модуляции. Это достигается ограничением угла установки карданных валов с асинхронными шарнирами. Когда по условиям компоновки это невыполнимо, то необходимо
введение в конструкцию шарниров равных угловых скоростей (ШРУС), у которых параметр модуляции угловой скорости на порядок ниже, чем у асинхронных. На рисунке 7 линия 2 соответствует параметрам левого привода с шарниром равных угловых скоростей. Из анализа расположения этой линии на диаграмме Айнса-Стретта следует, что привод с ШРУС практически исключает вероятность возбуждения параметрических колебаний.
ВЫВОДЫ
Снижение динамической нагруженности, формируемой параметрическими резонансами, может быть достигнуто введением в конструкцию привода гасителя, а также шарниров равных угловых скоростей, что создает предпосылки повышения долговечности элементов привода.
Сокращение амплитуд колебаний динамического момента, действующего в приводе водомета, содержащем пространственно расположенные карданные передачи, повышение долговечности его элементов также достигается взаимным расположением элементов карданной передачи при монтаже.
Список литературы
1 Альгин В. Б. Систематизация и расчёт мобильной машины как
многомассовой системы. Динамика машинного агрегата. Механика машин, механизмов и материалов //Международный научно-технический журнал. 2013. №2(23). С. 5-18.
2 Черных И. В. Моделирование электротехнических устройств в
МА^АВ, SimPowerSystems и Simulink. 1-е издание. СПб.: Питер, 2007. 288 с.
3 Пановко Я. Г. Введение в теорию механических колебаний : учебное
пособие. 2-е изд. М. : Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1980. 272 с.
УДК 629.11.01:62-23;534.1 Б.М. Тверсков
Курганский государственный университет
АМПЛИТУДЫ КОЛЕБАНИЙ ПРИ РЕЗОНАНСЕ
Аннотация. Рассмотрен способ расчета амплитуд крутильных колебаний при резонансе, и приведены значения амплитуд колебаний при испытаниях дотрансфор-маторной зоны трансмиссии колесных тягачей. Выявлены частоты вращения коленчатого вала, при которых возникают резонансные колебания.
Ключевые слова: амплитуда, резонанс, жесткость, момент трения.
B.M. Tverskov Kurgan State University
VIBRATION AMPLITUDE AT RESONANCE
Abstract. This paper shows the method of calculation of the torsional vibrations amplitudes at resonance and the values of the oscillations amplitudes cotransformation transmission zone of wheel tractors on trials. Frequency of crankshaft rotation at which resonant vibrations occur is identified.
Keywords: amplitude, resonance, stiffness of the damper, friction torque.
Резонанс колебаний возникает при совпадении частоты одного из периодических возбуждающих крутящих моментов с собственной частотой крутильных форм сис-
темы. Упругие и инерционные моменты системы при этом уравновешиваются, и работа возмущающих сил идет на преодоление сил сопротивления.
Возбуждающие крутящие моменты, действующие на каждую массу системы, периодичны, и их можно рассматривать состоящими из гармонических составляющих.
Форма вынужденных колебаний при резонансе близка одной из форм свободных колебаний. Это может быть лишь при равенстве возбуждающих моментов и моментов сопротивления, действующих одновременно на отдельные массы системы. Моменты сопротивления и возбуждающие могут не полностью взаимно уравновешиваться из-за различной величины их амплитуд или сдвига по фазе. Вследствие этого форма вынужденных колебаний может не совпадать с формой свободных колебаний. Внутреннее трение обычно невелико, потому форма вынужденных резонансных колебаний близка форме свободных колебаний. Установившиеся вынужденные колебания могут быть, если за период одного колебания имеется равенство суммы работ всех возбуждающих моментов сумме работ моментов сопротивления. В противном случае амплитуды колебаний нарастают или уменьшаются.
Амплитуды колебаний при резонансе определяются из условия равенства работ возмущающих сил и сил сопротивлений за каждый цикл колебаний. Расчет выполняется в основном для резонансных режимов, так как они наиболее опасны. Приравнивая работу возбуждающих крутящих моментов работе моментов сопротивлений за период одного колебания, находят резонансные амплитуды всех масс системы. Работу возбуждающих моментов считают из условия отставания максимального углового перемещения массы от максимального значения возбуждающего момента на фазовый угол.
При действии в многомассовой крутильной системе на каждую массу периодического крутящего момента возникают резонансные колебания всей системы, колебания всех масс происходят синхронно (с одинаковыми или противоположными фазами): все массы одновременно проходят нейтральное положение и одновременно проходят положения максимальных отклонений. При этом гармонические составляющие возбуждающих моментов, действующих на различные массы системы, имеют максимальные значения в разное время, так как вспышки в различных цилиндрах чередуются через определенный угол поворота коленчатого вала двигателя - возбудителя колебаний.
Возбуждающий момент не влияет на резонансные колебания системы, и она колеблется по закону свободных колебаний. В условиях резонанса вектор крутящего момента опережает вектор углового перемещения массы на фазовый угол, т.к. возбуждающий момент уравновешивается моментом сопротивления.
Для двигателя, например, работу возбуждения резонансных колебаний совершают не полные крутящие моменты, действующие на отдельные массы системы, а моменты, равные по величине проекции их векторов на перпендикуляры к направлению, соответствующему максимальному угловому отклонению. Проекции векторов моментов равны произведению полного значения момента на синус угла между вектором возбуждающего момента и угловым перемещением масс.
Расчет вынужденных колебаний ведется по числу масс, на которые действуют возбуждающие моменты и моменты сопротивления. Для поршневого двигателя внутреннего сгорания, например, такими массами являются моторные, эквивалентные коленам вала с приведенными к ним массами.
Общая работа сил, возбуждающих резонансные колебания всей многомассовой системы, может быть определена суммированием элементарных работ масс системы.
Максимумы гармоник возбуждающих моментов, действующих на отдельные массы, имеют относительные угловые смещения (фазовые углы), определяемые выражением и фазовыми диаграммами. Поэтому все фазовые углы между возбуждающими моментами и угловыми перемещениями отдельных масс можно выразить через угол между рассматриваемой гармоникой возбуждающего момента, действующего на первую массу, направлением перемещения этой массы и фазовые углы.
В связи с большим поглощением энергии на создание резонанса (10% и более от передаваемой мощности) прохождение резонансной частоты вызывает трудности. Но наличие в реальных трансмиссионных системах демпфирования амплитуды колебаний при резонансе ограничены по величине.
Для оценки нагружений имеют значение первые три-пять форм колебаний. Если при этом число возбуждающих гармоник выше, то общее число резонансов может быть очень большое. Но далеко не каждый из этих резонансов сопровождается колебаниями, опасными для прочности крутильной системы.
Известно, что форма вынужденных колебаний при резонансе лишь немного отличается от формы собственных колебаний. Из-за отсутствия равенства между моментами возбуждающих сил и сил сопротивления полного совпадения форм нет: чем больше потери на трение, тем больше разница между моментами этих сил. Часто потери на трение невелики, и потому отличие форм вынужденных и свободных колебаний при резонансе небольшое.
Работа возмущающего момента, приложенного к одному валу поршневого двигателя, может быть представлена как [1]
2п
km
= \MMdak
i=0
где Mki - амплитуда гармонического момента k-го порядка, приложенного к i-му колену; ан - угол отклонения от гармонического момента k-го порядка, приложенного к i-му колену; ю - частота собственных колебаний.
Работа возмущающего момента k-го порядка по всем коленам вала за один цикл колебаний:
2п
п km п
Wbi = X f Mkida = Mki n(cos s X aki cos kSi +
i=1 „ i=1
sin s
X aki sin kSi
где в - фазовый угол; §1 - угол поворота коленчатого вала между вспышками в первом и 1-м цилиндрах двигателя; ак- амплитуда колебаний 1-той массы от момента к-го порядка; к - порядок гармоники возбуждающего момента; Ми - амплитуда гармонического момента к-го порядка.
Максимальные колебания устанавливаются при таком значении фазового угла 8, когда выражение, стоящее в скобках, принимает максимальное значение. Для этого надо первую производную этого выражения по в принять равной нулю.
В окончательном виде будем иметь:
| 11 11 = жМк Д (Уак1С08к51)2 + Уак1С08к51)2
п п п
где , (Уак1 С0йк51)2 + Уак1 С0эк51)2 = у ак1,
V 1=1 1=1 и
где у аи - геометрическая сумма относительных
1=1
амплитуд (равнодействующий вектор амплитуд перемещений).
Из допущения о совпадении форм собственных и резонансных колебаний следует:
А а к1 к1
А
1
1
п
п
Мк У
Хк У ак
=1
Ак =
У ^ + ^и®са2 + ^21 ®са2+1 + ... + £п:]+п «Са]п где £,£2- коэффициенты демпфирования,
тельные амплитуды колебаний масс.
Амплитуды колебания масс системы при резонансе под действием гармонического момента Мк можно определить в таком порядке:
- рассчитать амплитуды колебаний для собственной частоты (дс той формы, которая возбуждается в резонансе гармоникой Мк;
- построить фазовую диаграмму для порядка момента М ;
к
- по амплитудам моторных масс построить в некотором масштабе геометрическую сумму ак , направляя векторы параллельно векторам фазовой диаграммы гармоники М;
к
п
- подставить сумму У а^ (измеренную в милли-
1 =1
метрах и умноженную на масштаб) и остальные величины в формулу (5), % ;
А
к1 _ к1
■ определив масштабы форм
, умножить
Следовательно, WbI = П Мк Акг У ак1
1=1
где Ак.- амплитуда колебаний первой массы от гармонического момента к-го порядка.
Равнодействующий вектор амплитуд перемещений ак строится с помощью относительных амплитуд форм собственных колебаний, вычисленных для частоты (с , при этом а1 = 1.
Работа сил сопротивления за одно колебания может быть выражена:
п п
ШС! = Ул□ЮcAki2 = л□ЮcAki2 У а1 ,
1=1 1=1
где £ - коэффициент демпфирования для одного колена вала; Ак- амплитуда колебаний 1-й массы вала от гармонического момента 6-го порядка.
При резонансе работа возмущающих сил равна работе сил сопротивления. Приравняв выражения для них, получим:
^Уа^ Ак = —гт
У ак
1=1
Амплитуды формы колебаний берутся из таблицы для частоты (с, где первой массой может быть немоторная масса и амплитуда первой моторной массы не равна единице.
Найдя одну действительную амплитуду по формуле, все остальные можно определить по форме колебаний.
Если учесть отдельно силы сопротивления, приложенные к немоторным массам системы, то в уравнении работ появляются добавочные члены. Тогда формула принимает вид:
приведенные к массам j2
; а): :а]+1...а]+п - относи-
A а 1 1
на него все амплитуды а для частоты (с.
Гармонические моменты, которые дают фазовую диаграмму с совпадающими по направлению лучами, т.е. совпадают по фазе во всех цилиндрах, называют главными. Порядок главных гармоник кратен числу вспышек. В
п
этом случае геометрическая сумма У ак превращает-
1 =1
ся в алгебраическую. По фазовыем диаграммам строятся геометрические суммы относительных амплитуд. При определенном расположении колен вала и заданном че-
п
редовании вспышек в двигателе величина У ак1 зави-
1=1
сит только от формы колебаний.
Одной лишь формы собственных колебаний для расчета напряжений в деталях крутильной системы при резонансе недостаточно. Необходимы и другие гармоники. Амплитуды касательных напряжений при резонансах определяют по тем же формулам, что и при отсутствии резонансов. При этом значения напряжений всегда уменьшаются. Полученные напряжения нужно проверять экспериментом.
Результат расчета резонансных колебаний зависит от правильности определения моментов возбуждающих сил и сил сопротивления. Моменты возбуждающих сил определяются обычно с погрешностью 20-30%, погрешность расчета сил сопротивления может составлять 50100%.
Резонансы колебаний крутильных систем могут быть на частотах вращения более низких, чем рабочие. Тогда при пуске и остановке, а также при переходе с одного режима работы на другой система будет проходить через резонансные зоны. При этом возможно, что увеличение оборотов протекает медленно и в каждый небольшой отрезок времени колебания системы можно рассматривать как установившиеся, а напряжения в ее элементах при резонансах будут соответствовать расчетным; второй случай: набор оборотов происходит быстро, при этом амплитуды достигают максимальных величин не в момент совпадения частот возмущающих моментов с частотами собственных колебаний, а несколько позже.
При повышении оборотов максимум амплитуд смещается в сторону больших частот колебаний (рисунок 1 а), а при понижении - в сторону меньших частот колебаний
а
(рисунок 1 б).
Рисунок 1 - Смещение максимума амплитуд колебаний при повышении оборотов (а) и при понижении оборотов (б)
Максимальные значения амплитуд при быстрых проходах через резонанс значительно меньше в сравнении с амплитудами при установившихся резонансных колебаниях. Это связано с тем, что при быстром прохождении число циклов вблизи резонанса явно недостаточно для внесения в систему необходимого запаса энергии для увеличения амплитуды. В системах с относительно небольшим трением при быстром прохождении через резонанс амплитуда колебаний после первого максимума убывает скачкообразно и имеет несколько максимумов с меньшими значениями. При этом колебания носят характер затухающих биений. Последнее объясняется тем, что при быстром прохождении через резонанс возникают сильные колебания с частотой, равной собственной частоте системы, которые на успевают затухнуть к моменту когда частота возмущающего момента гармоники уже несколько изменилась.
Смещение уменьшенного максимума амплитуд с увеличением скорости прохождения через резонанс составляет несколько процентов. Эта закономерность постоянная: быстрое прохождение резонансной частоты -меньше максимальная амплитуда и больше её смещение. Объяснить это явление можно меньшим количеством энергии, получаемой системой при быстром прохождении через резонансную частоту, что годится, если резонансная частота находится в нерабочей зоне оборотов. В этом случае не требуется принимать меры для устранения резонанса. Известно, например, что трансмиссия автомобиля ГАЗ-21 входила в резонанс при частоте около 1500 об/мин. Но т.к. работа совершается в основном при частоте значительно большей, заметного отрицательного влияния резонанса не отмечалось.
Неравномерные появления возмущающих моментов
в системе и неравномерное вращения валов влияют на резонансные колебания. В поршневых двигателях это может быть из-за неравномерной загрузки цилиндров, а также из-за неравномерного изменения возмущающего момента при вращении крутильной системы. Сильный резонанс может наступить при неуравновешенности двигателя, например после отключении цилиндров. С этим столкнулись потребители ^образного дизеля ЯМЗ-8401, когда на холостых оборотах один из блоков автоматически отключался. Амплитуда колебания момента при этом достигала 2-2,5 максимальных моментов (рисунок 2). Работа двигателя и трансмиссии сопровождалась сильными стуками и поломками деталей трансмиссии. Достаточно было нажать на педаль подачи топлива, и стуки прекращались.
Рисунок 2 - Осциллограмма с записью крутящих моментов на торсионе (М1) и карданном валу (М2) между согласующим редуктором и гидротрансформатором тягача КЗКТ-7428 при резонансных колебаниях. Диаметр торсиона 33 мм, на карданном валу резиновая муфта
Наблюдается четкая синхронность появления амплитуд колебаний на валах до и после согласующего редуктора. Трансмиссионная цепь при её реальной короткой длине нагружается по всей длине практически одновременно.
Устранить резонанс удалось только значительным увеличением угловой жесткости торсиона, соединяющего двигатель и согласующий редуктор, когда резонанс был смещен за пределы рабочих оборотов.
Резонансы в крутильной системе могут появиться при частотах вращения более низких, чем рабочие. Тогда при пуске и остановке двигателя, а также при переходе с одного режима работы на другой система будет проходить через резонансную частоту. Возможны два случая: первый - набор оборотов происходит медленно, колебания системы можно рассматривать как установившиеся. Напряжения в деталях системы будут соответствовать рас-
¡иг
Рисунок 3 - Осциллограмма с записью крутящего момента на входе ГМТ тягача КЗКТ-545 при запуске двигателя
стартером на нейтрали; обороты входного вала
четам. Второй случай - набор оборотов быстрый, амплитуды колебаний достигают максимальных величин не в момент совпадения частот возмущающих моментов с частотами собственных колебаний, а несколько позже.
Так как далеко не каждый резонанс сопровождается колебаниями, опасными для прочности системы, необходимо анализировать каждый из появившихся резо-нансов.
Изменение частоты собственных колебаний путем изменения жесткости и моментов инерции деталей крутильной системы дает возможность сместить резонансные режимы в нерабочую зону оборотов, исключив таким способом повышенные нагружения деталей.
В некоторых трансмиссионных системах возникающие в валах напряжения от крутильных колебаний можно уменьшить, изменяя величину работы, вносимой возбуждающими моментами, например, подбором порядка зажигания по цилиндрам двигателей.
В трансмиссионных системах большие нагрузки могут появиться также при остановке двигателя. На рисунке 5 приведена запись моментов при остановке двигателя на торсионе, соединяющем согласующий редуктор, и на карданном валу, соединяющем согласующий редуктор ГМТ тягача МАЗ-537.
Размахи моментов в дотрансформаторной зоне при пуске двигателя, как правило, самые большие. Положительные значения размахов могут в несколько раз пре-
вышать максимальный момент двигателя.
С упругофрикционным демпфером размахи колебаний крутящего момента при пуске составляли 3300 Нм, положительное значение их было 2400 Нм. Таким образом, величина отрицательного значения размаха составляет половину его положительного значения. Пуск совершается в течение 0,5...1 с. За это время происходит от трех до десяти вспышек, после чего частота повышается до 500...800 об/мин, а величина размахов уменьшается до пределов, характерных для рабочего диапазона частоты вращения коленчатого вала (рисунок). Частота колебаний момента равна 10... 15 Гц. С увеличением частоты вращения коленчатого вала до 1500... 1800 об/мин возникают колебания резонансного характера с частотой 130 Гц от возмущающего момента 4,5 порядка. Размахи колебаний составляют 1350 Нм. Второй резонанс появляется при частоте вращения 2100 об/мин от возмущающего момента третьего порядка. Размахи здесь достигают 175 Нм при частоте колебаний 110 Гц. Аналогичная картина наблюдается и в стоповом режиме. При 1500...1300 об/мин также отмечается появление резонанса 4.5 порядка с размахами колебаний 850... Э00 Н.м, с частотой колебаний момента 130 Гц. При 2100 об/мин возмущающий момент третьего порядка, размахи 1700 Нм, частота 110 Гц.
Для разгона автопоезда на первой, второй и третьей передачах также характерно появление резонансов ко-
Рисунок 4 - Осциллограмма с записью нагрузок на торсионе и карданной валу между повышающей передачей и гидротрансмиссией тягача МА3-537 при запуске двигателя стартером с выключенной передачей. Демпфер опытной
конструкции с торсионом. Диаметр торсиона 32 мм
Рисунок 5 - Осциллограмма с записью крутящего момента в дотрансформаторной зоне трансмиссии при остановке
двигателя тягача МАЗ-537
лебаний момента с теми же параметрами (при 1500...1800 об/мин и 2100 об/мин), как и в стоповом режиме. Включение блокировочного фрикциона ГМТ приводит к резкому нагружению трансмиссии до величин, указанных в таблице 1.
Остановка двигателя вызывает динамическое нагру-жение с размахами до 2000 Нм, причем 2/3 размаха имеет отрицательное значение. Порядок резонирующей гармоники при остановке двигателя - 4,5. Влияние предна-тяга пружин демпфера на величину размаха обнаружено не было: размахи оставались практически одинаковыми как с преднатягом, так и без него.
Максимальные размахи при пуске двигателя с резиновым демпфером, жесткость которого может быть определена с помощью графика, составляют 2800 Нм. Положительная величина момента при этом - 1950 Нм. Резонанс при частоте 1500...1800 ' об/мин не наблюдался, а при частоте 2100 об/мин отмечен резонанс колебаний с размахом 1400 Нм и частотой 110 гц, вызванный третьей гармоникой момента двигателя.
В стоповом режиме и разгоне на различных передачах характер нагружения трансмиссии с резиновым демпфером практически одинаков.
При остановке двигателя размах достигает 2500 Нм, из которого отрицательное значение - 1700 Нм.
Снижение жесткости торсионного демпфера путем уменьшения диаметра торсиона с 35 мм до 28 мм приводило к снижению размахов колебаний на 30...50%.
Для установки на тягачах МАЗ-537 был принят резиновый демпфер. Влияние на нагруженность трансмиссии тягача резиновой муфты, устанавливаемой на карданном валу, соединяющем повышающую передачу и ГМТ тягача, показано в таблице 1.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Амплитуды колебаний деталей при резонансе теоретически могут возрастать до бесконечности. Однако из-за действия сопротивления в колебательной системе амплитуды при резонансе редко увеличиваются более чем в 2-3 раза. Для гашения резонансных колебаний трансмиссии автомобилей и тракторов за их двигателями устанавливаются демпферы крутильных колебаний, содержащие фрикционные элементы. Другой способ исключить последствия резонанса - вывести частоту появления резонанса автомобилей и тракторов за пределы рабочих частот. Заметно в этом случае влияет на величину амплитуды установка дополнительной резиновой муфты.
Как следует из таблицы 1, во всех исследованных вариантах размахи колебаний крутящего момента на кар-
данном валу, соединяющем ГМТ и согласующий редуктор тягача МАЗ-537 (дотрансформаторная зона), без резиновой муфты были на 15...30% больше, чем с резиновой муфтой. При этом с резиновым демпфером размахи были на 9...12% меньше, чем с упругофрикционным демпфером.
В стоповом режиме увеличение размахов из-за отсутствия резиновой муфты на карданном валу было до 28%. Такие же результаты получены при трогании и разгоне тягача на различных передачах в ГМТ.
Частота колебаний момента с резиновым демпфером, но без резиновой муфты на карданном валу по сравнению с упруго-фрикционным демпфером снизилась с 80...100 Гц до 25...30 Гц. Резонанс колебаний с 1-й, 2-й и 3-й гармониками при этом отмечен на режиме максимальной мощности. При наличии резиновой муфты на карданном валу резонансы колебаний появляются также при максимальной мощности. Они вызваны 3-й гармоникой крутящего момента двигателя.
Список литературы
1 Бабаков И. М. Теория колебаний. М. : Наука, 1968. 560 с.
2 Рихерт М. М, Доброгаев Р. П., Ляхов М. И. и др. Конструкция и
расчет автотракторных двигателей. М.: Машиностроение, 1964. 552 с.
3 Маслов Г. С. Расчеты колебаний валов. Справочник. М. :
Машиностроение, 1980. 151 с.
4 Тверсков Б. М. Нагруженность трансмиссии автомобилей
крутильными колебаниями: учебное пособие. Курган: Изд-во КГУ, 1997. 122 с.
УДК 629.113.585
Б.М. Тверсков, С.С. Гулезов
Курганский государственный университет
РАЗМЕЩЕНИЕ ДВИГАТЕЛЯ НА АВТОМОБИЛЕ
Аннотация. В статье рассмотрены преимущества и недостатки бокового расположения двигателя на грузовом автомобиле большой грузоподъемности при его использовании в различных дорожных условиях. Во внимание принимаются размеры грузовой платформы и возможность охлаждения двигателя при различных расположениях двигателя, размеры и число мест в кабине.
Ключевые слова: двигатель, система охлаждения, вентилятор, воздушный поток.
Режим исследования Демпфер
Уп руго-фрикционный Резиновый
С резиновой муфтой Без резиновой муфты С резиновой муфтой Без резиновой муфты
Пуск двигателя 3300 4750 2800 3600
Увеличение частоты вращения коленчатого вала 1550 1750 1400 1800
Стоповый режим 1500 1750 1400 1800
Интенсивный разгон автопоезда 1400 1700 1400 1850
Таблица 1 - Размахи колебаний крутящего момента на карданном валу, соединяющем ГМТ и согласующий редуктор МАЗ-537, Нм
