Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Подвески атс различной структуры, их виброзащитные свойства и методы исследования 11
1.1. Классическая структура подвески АТС 11
1.1.1 . Особенности подвески АТС классической структуры 11
1.1.2. Нерегулируемые подвески 13
1.1.3. Подвески АТС со статическим регулированием 14
1.1.4. Гибридные подвески 15
1.2. Анализ известных подвесок новой структуры 15
1.2.1. Подвеска АТС с инерционным амортизатором 15
1.2.2. Подвеска АТС с амортизатором, регулируемым по частоте колебаний 18
1.2.3. Подвески с динамическими гасителями колебаний 23
1.2.4. Двухступенчатая (фрактальная) подвеска АТС 26
1.2.5. Обоснование необходимости создания новой концепции подвески АТС 27
1.3. Методы исследования подвесок АТС 30
1.3.1. Теоретические методы исследований 30
1.3.2. Экспериментальные методы исследований , 35
1.4. Цель и задачи исследования 37
1.5. Выводы по главе 1 38
ГЛАВА 2. Математическое моделирование подвесок АТС различной структуры 39
2.1. Математическое моделирование подвесок АТС известных структур 39
2.1.1. Математическая модель двухступенчатой подвески 39
2.1.2. Математическая модель одномассовой релаксационной подвески 43
2.1.3. Математическая модель двухмассовой релаксационной подвески 51
2.2. Математическое моделирование подвесок АТС новых структур
2.2.1. Математическая модель трехмассовой колебательной системы с кинематическим возмущением 59
2.2.2. Математическая модель линейной трехмассовой колебательной системы с инерционным амортизатором 76
2.3. Выводы по главе 2 78
ГЛАВА 3. Методика экспериментального исследования подвесок атс различной структуры 79
3.1. Универсальный динамический стенд для испытания подвесок различной структуры 79
3.2. Динамический стенд с пневматической подвеской и экспериментальным динамическим гасителем 81
3.3.Описание модернизированного стенда для испытаний подвески с экспериментальным динамическим гасителем 83
3.4. Методика испытания подвески с динамическим гасителем 86
3.5. Выводы по главе 3 88
ГЛАВА 4. Результаты теоретических и экспериментальных исследований подвесок атс различной структуры 89
4.1. Результаты теоретических исследований 89
4.1.1. Результаты теоретических исследований двухступенчатой подвески автомобиля 89
4.1.2. Результаты теоретических исследований релаксационной подвески автомобиля 92
4.1.3. Результаты теоретических исследований трехмассовой подвески автомобиля 95
4.2. Результаты экспериментальных исследований , 104
4.3. Выводы по главе 4 105
Основные результаты и выводы 107
Список литературы
- Особенности подвески АТС классической структуры
- Математическая модель одномассовой релаксационной подвески
- Динамический стенд с пневматической подвеской и экспериментальным динамическим гасителем
- Результаты теоретических исследований релаксационной подвески автомобиля
Введение к работе
Актуальность темы. Потенциальные свойства классической подвески автомобиля достаточно подробно изучены в литературе и реализованы на практике. Однако такая подвеска обладает существенным недостатком, заключающимся в том, что высокочастотные колебания колес гасятся тем же амортизатором, которым гасятся низкочастотные колебания кузова. Это приводит к высокочастотному нагружению кузова автомобиля и ухудшению его плавности хода. Демпфирование в шине невелико, причем оно резко снижается при увеличении скорости автомобиля, поэтому можно считать, что колебания колес гасятся, практически, только амортизатором. В последнее время намеченная тенденция к снижению высоты профиля шины неизбежно ведет к повышению ее жесткости и усилению воздействия со стороны колеса на подвеску. Высокочастотный резонанс является преобладающим режимом работы подвески автомобиля, и именно он формирует вибрационные воздействия на кузов, которые передаются в меньшей степени через упругий элемент, так как амплитуда колебаний мала, и в большей степени через амортизатор, так как скорость колебаний большая. Повышение жесткости шин приводит к расширению зоны высокочастотного резонанса, повышению скорости высокочастотных колебаний колес и увеличению сил, передаваемых через амортизатор на кузов автомобиля.
Проведённый анализ недостатков классической подвески показывает, что их потенциальные возможности по улучшению виброзащитных свойств подвески АТС практически исчерпаны. Поэтому для преодоления указанных недостатков необходимо изыскание способов и средств повышения виброзащитных свойств подвески в высокочастотном спектре колебаний.
Цель работы - повышение плавности хода АТС путем выявления потенциальных виброзащитных свойств подвесок различной структуры.
Объекты исследований: подвески автомобиля различной структуры.
Научная новизна:
предложен и обоснован новый подход к конструированию подвески АТС, заключающийся в использовании динамических гасителей с сухим трением;
разработаны математические модели подвесок АТС различной структуры:
одномассовой одноопорной двухступенчатой системы виброзащиты;
линейной одномассовой колебательной системы с релаксационной подвеской с различным расположением дополнительного упругого элемента;
линейной двухмассовой релаксационной подвески с различным расположением дополнительного упругого элемента;
трехмассовой одноопорной колебательной системы;
получены их решения для синусоидального и случайного профиля, которые позволяют выявлять потенциальные виброзащитные свойства;
выявлены виброзащитные свойства подвесок АТС различной структуры и проведено их сравнение с виброзащитными свойствами подвески АТС классической структуры;
выявлено влияние изменения жесткости шин в условиях эксплуатации на выбор параметров динамического гасителя колебаний колеса.
Методы исследования основаны на применении уравнений теоретической механики. Использовались аналитические методы решения систем дифференциальных уравнений второго, четвертого и шестого порядка, а также численный ме-
тод Рунге-Кутта. При экспериментальном исследовании использовался метод стендовых испытаний подвесок с динамическими гасителями колебаний на универсальном вибростенде, аккредитованном для проведения испытаний подвесок АТС при ВолгГТУ.
Достоверность результатов обеспечивается корректностью постановки задачи; обоснованностью используемых в математической модели уравнений и принятых допущений; применением известных математических методов; использование фундаментальных уравнений механики, а так же качественной и количественной сходимостью результатов теоретических и экспериментальных исследований.
Практическую ценность работы представляют:
разработана новая конструкция динамического гасителя колес, позволяющая снизить ускорения подрессоренной массы в области высокочастотного резонанса до 5-ти раз (патент на полезную модель № 97784 РФ, Динамический гаситель колебаний МПК F 16 F 7/09. 2010);
разработаны прикладные программы для ЭВМ, которые обеспечивают возможность целенаправленного и рационального подбора конструктивных параметров подвесок АТС различной структуры;
разработаны инженерные методики расчета параметров подвесок АТС различных структур.
Апробация работы. Основные положения работы докладывались на следующих научно-технических конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2008-2010): XIV межвузовской конференции студентов и молодых учёных Волгограда и Волгоградской области 2009; международной научно-технической конференции «Прогресс транспортных средств и систем - 2009», всероссийской научно-технической конференции «Проектирование колёсных машин», посвященной 100-летию начала подготовки инженеров по автомобильной специальности в МГТУ им. Н.Э. Баумана (25 - 26 дек. 2009 г.) А также: XV региональной конференции молодых исследователей Волгоградской области 2010.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 печатных работ, в том числе шесть, входящих в «Перечень российских рецензируемых научных журналов» рекомендованных ВАК и один патент на полезную модель. Основные положения, выносимые на защиту:
Описание выявленных недостатков подвесок АТС известных структур.
Обоснование нового подхода к конструированию подвески АТС.
Разработанные математические модели подвесок АТС различных структур и их решения.
Результаты по выявлению виброзащитных свойств подвесок АТС различной структуры в сравнении с аналогичными свойствами подвески АТС классической структуры.
Результаты исследования по влиянию изменения жесткости шин в условиях эксплуатации на выбор параметров динамического гасителя колебаний колеса.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, списка литературы, включающего 151 наименование. Содержит 130 страниц машинописного текста, 37 рисунков, и 5 таблиц.
Особенности подвески АТС классической структуры
В качестве элементов, управляющих демпфированием пневмогидравлической рессоры, был выбран маятниковый переключатель. Испытания проводились на стенде [125].
В рессоре (рис. 1.4.) имеется два дроссельных канала 6 - основной и 7 дополнительный. Основной дроссельный канал постоянно открыт. На пути движения жидкости через дополнительный дроссельный канал установлен золотник 8. Маятник 11, закреплённый на пневмогидравлической рессоре, через тягу управляет золотником дополнительного канала. При нейтральном положении маятника 11 дополнительный дроссельный канал имеет максимальное проходное сечение. При перемещении маятника от нейтрального положения на некоторую величину золотник полностью перекрывает дополнительный дроссельный канал 7. Маятник имеет регулируемый демпфер, которым можно изменять сдвиг фаз колебаний маятника относительно колебаний подрессоренной массы, что позволяет осуществить отключение демпфирования в областях неэффективной работы.
При разработке модели дополнительно приняты допущения: - маятник рассматривается в виде математического маятника с линейным демпфированием; - масса маятника мала и не оказывает влияния на колебания подрессоренной массы; - коэффициент неупругого сопротивления подрессоренной массы обратно пропорционален квадрату площади проходного сечения дроссельных каналов; - площадь проходного сечения дополнительного дроссельного канала прямо пропорциональна величине перемещения маятника.
а) Схема пневмогидравлической рессоры с маятниковым управлением демпфированием, б) физический макет пневмогидравлической рессоры с маятниковым управлением демпфированием: 1 - шток-поршень; 2 - гидравлический цилиндр; 3 - пневмогидравлический цилиндр; 4 - плавающий поршень; 5 - корпус; 6 - основной канал; 7 - дополнительный канал; 8 - золотник; 9 - демпфирующий элемент; 10 - тяга; 11 - подпружиненный маятник, 12 - рычаг маятника, 13 - пружина маятника
Колебания подрессоренной массы на пневмогидравлической рессоре и маятника описываются следующей системой дифференциальных уравнений: Fm - постоянная сила сухого трения, l0 - максимальная приведённая высота столба газа в рессоре, 1ст - статический ход штока рессоры, 1стак - высота ограничителя хода плавающего поршня, g - ускорение свободного падения, zw - перемещение дополнительной подрессоренной массы, y/w относительный коэффициент затухания колебаний дополнительной подрессоренной массы, сот - собственная частота дополнительной колебательной системы. Коэффициент Ь учитывает отрыв рессоры от возмущающей опоры:
Величина коэффициента неупругого сопротивления пневмогидравлической рессоры зависит от относительного положения управляющей массы маятника: к = f(zw - z). Общая площадь S проходного сечения дроссельных каналов меняется по закону тах - общая площадь проходного сечения дроссельных каналов при полностью открытом дополнительном дроссельном канале, zw—z- величина перемещения маятника относительно рессоры, а - минимальное значение величины перемещения маятника относительно рессоры, при котором дополнительный дроссельный канал полностью закрыт. Поэтому при К при \zw -z\ a k = kv где A:j - максимальное значение коэффициента неупругого сопротивления, к0 - минимальное значение коэффициента неупругого сопротивления. Расчётно-теоретическое исследование пневмогидравлической рессоры с маятниковым управлением демпфированием по представленной выше моделиАЧХ колебаний подрессоренной массы и зависимость коэффициента апериодичности от частоты: l-i/ = 0;2-\/ = 0,45; 3 - мгновенное цикловое регулирование при \/гаах =0,45, цітіп =0; 4 - мгновенное цикловое регулирование при v/ =f(i) по кривой 6; 5 - немгновенное цикловое регулирование при V/max = 0,45, \\imm = 0. Для сравнения на рис. 1.5 представлены также АЧХ колебаний подрессоренной массы при отключённом демпфере (\/ = 0, кривая 1) и при нерегулируемом демпфере (v/ =0,45, кривая 2). Из графиков видно, что кривая 4 расположена ниже кривых 1 и 2.
Таким образом, цикловое регулирование демпфирования при выполнении двух условий: мгновенном отключении и включении неупругого сопротивления по алгоритму її І / М її І І и при переменном в зависимости от частоты оптимальном коэффициенте vj/ имеет высокие потенциальные возможности по виброзащите во всём частотном диапазоне (кривая 4). Подвеска становится нерезонирующей. Однако технически точно реализовать оба этих условия регулирования очень сложно. Поэтому была проведена оценка потенциальных возможностей циклового регулирования при постоянном коэффициенте \/. Расчёт был проведён при коэффициенте \/ = 0,45 и мгновенном цикловом регулировании по условию (6) (кривая 3, рисунок 3). Из сравнения графиков АЧХ видно, что кривая 3 расположена ниже кривой 2 при і 0,9, а при і 2 приближается к кривым 1 и 4. Таким образом, даже при отсутствии второго условия мгновенное цикловое регулирование обеспечивает высокие виброзащитные свойства. Результаты расчётов данного способа циклового немгновенного регулирования при коэффициенте \/ = 0,45 представлены на рисунке 3 (кривая 5). Из сравнения графиков АЧХ видно, что кривая 5 расположена ниже кривой 2 при і 1, а при і 2 приближается к кривым 1, 3 и 4. Таким образом, даже немгновенное цикловое регулирование обеспечивает высокие виброзащитные свойства подвески.
Экспериментальная проверка способа немгновенного циклового регулирования неупругого сопротивления осуществлялась на базе пневмогидравлической рессоры (ПГР) на приведенной выше экспериментальной установке.
Испытания проводились на стенде при подрессоренной массе 1260 кг, частоте и амплитуде гармонического кинематического возмущения 1,9 Гц и 15 мм, соответственно. Результаты испытаний при г = 1,37 показаны на рис. 1.5. в виде экспериментальных точек: А - при открытом дополнительном канале 9; В - при его закрытом положении; С и D - при немгновенном цикловом регулировании, соответственно, на первой и второй установках [99].
Динамические гасители (рис. 1.6.) используют для достижения локального эффекта: понижения вибро активности объекта в местах крепления гасителей. Зачастую это может быть связано даже с ухудшением вибрационного состояния объекта в других, менее ответственных, местах. Динамические гасители могут быть конструктивно реализованы на основе пассивных элементов (масс, пружин, демпферов) и активных, имеющих собственные источники энергии. [26]
Математическая модель одномассовой релаксационной подвески
Статистическая теория, ввиду сложности своего математического аппарата, требует максимального упрощения математической модели, использования линейных дифференциальных уравнений и учета простейших нелинейностей, что приводит к большим погрешностям. В связи с этим данный подход получил распространение при моделировании движения транспортных средств (в основном автомобилей) по дорогам с покрытием и, как правило, для расчета средней скорости движения, расхода топлива, среднего процента использования мощности двигателя, времени движения на различных передачах и т.п. В этих дорожных условиях пробои подвесок и отрывы колес от дорожного полотна, которые являются существенными нелинейностями, практически отсутствуют. Нелинейностью же приведенных к оси колеса характеристик упругого элемента и демпфирующего устройства, ввиду небольшого хода подвески и ее вертикальной скорости, пренебрегают. В данном случае микропрофиль дороги рассматривается как эргодическая стационарная случайная функция высоты его неровностей в зависимости от длины. В настоящее время для автомобильных дорог он достаточно хорошо изучен и считается, что распределение высот неровностей практически подчиняется нормальному закону. Качество подрессоривания (плавность хода), согласно отраслевой нормали, оценивается средними квадратическими величинами вертикальных ускорений подрессоренной массы. Дополнительно оценивается величина максимальных вертикальных ускорений подрессоренных масс, вероятность появления которых составляет более 1,5%. Конкретные допустимые значения указанных параметров зависят от частоты вертикальных колебаний и назначения транспортного средства. Детерминированный подход оперирует с менее сложным математическим аппаратом, позволяет учесть все необходимые нелинейные свойства как подвески, так и колебательной системы в целом и получить высокую точность результатов. Он используется при расчете систем подрессоривания транспортных средств, которые предназначены для эксплуатации в основном на грунтовых дорогах и пересеченной местности, когда регулярно наблюдаются отрывы колес от грунта или пробои подвески. В этом случае осредненные статистические характеристики колебаний не позволяют достоверно оценить качество подрессоривания. Его необходимо оценивать по максимальным значениям параметров, когда происходят пробои подвески. [127]:
При моделировании подвесок различных типов используем следующие допущения. 1. Профиль дороги под левым и правым бортами автомобиля одинаков, что , позволяет рассматривать автомобиль как плоскую колебательную систему. 2. Колебания кузова автомобиля над передней и задней осью независимы, поскольку коэффициент распределения масс близок к 1, поэтому автомобиль можно рассматривать как двухмассовую одноопорную колебательную систему. 3. Упругую характеристику подвески аппроксимируем линейной зависимостью с разной величиной жесткости в гружёном и негружёном состояниях. , 4. Демпфирующую характеристику подвески аппроксимируем линейной зависимостью с разной величиной сопротивления в гружёном и негружёном состояниях. 5. Сухое трение в подвеске учитывается увеличением коэффициента сопротивления демпфера рессоры. 6. Кинематическое возмущение имеет синусоидальный вид. Уравнения, описывающие динамику системы, основаны либо на законах Ньютона, что приводит к системе дифференциальных уравнений п-то порядка, либо на уравнениях Лагранжа, когда энергетические зависимости приводят к системе совместных уравнений. Если ньютоновы и лагранжевы уравнения представляются в одинаковых системах координат, то динамика системы будет описываться одними и теми же уравнениями.
На рис. 1.11. представлена схема классической двухмассовой виброзащитной системы с линейным демпфированием и линейным упругим сопротивлением. Рисунок 1.11. - Схема двухмассовой одноопорной виброзащитной системы: гп] и гп2 - подрессоренные и неподрессоренные массьі,сі и сг - жёсткость рессоры и шиньїДі и кг - коэффициенты сопротивления рессоры и шины, z\ и z-i - перемещения подрессоренной и неподрессоренной масс, q - кинематическое возмущение В соответствии с расчётной схемой уравнения динамики имеют следующий вид: mx z\ + кх(і, -z2) + cl(zl -z2) = 0; m2z2+k2(z2 q) + c2(z2 -q)-k2(zx -z2)-
Для испытания колес и узлов подрессоривания и определения их характеристик применяют различные типы специальных и универсальных стендов. На промышленных предприятиях в основном применяют стенды, имеющие узкие функциональные возможности. Они, как правило, предназначены для ресурсных испытаний обычно какого-то одного типа подвески или колеса. Однако для совершенствования систем подрессоривания необходимы универсальные, многофункциональные стенды, которые позволяли бы испытывать различные типы подвесок и колес в условиях, близких к эксплутационным режимам нагружения. В связи с этим изучение внутренних процессов и виброзащитных свойств известных и новых пиевмогидравлических рессор и амортизаторов проводилось на универсальном испытательном стенде [125], расположенном на кафедре «Автоматические установки» Волгоградского государственного технического университета (ВолгГТУ). С целью расширения функциональных возможностей и повышения надежности этого стенда его конструкция несколько раз модернизировалась. Общий вид стенда изображен на рис. 1.12. 110.1.12. Общин вид экспериментальной установки
Дорожные испытания проводятся, на дорогах с бетонным, булыжным или асфальтовым покрытием протяженностью 250...300 м. Микропрофиль трассы должен быть аналогичен городским асфальтовым дорогам средней изношенности с отдельными неглубокими выбоинами. Испытания проводятся на эксплуатационных скоростях 30 и 40 км/ч, характерных для движения АТС по данному типу дороги. Заезды с серийной или модернизированной подвеской проводятся в каждом направлении не менее 3 раз. Испытания проводятся при определенной загрузке ТС на 40-60 % (с водителем и испытателями) от номинальной величины.
В качестве измеряемой величины, часто выбираются вертикальные ускорения, для измерения которых применяются низкочастотные пьезоэлектрические датчики, обладающие высокой чувствительностью при практически линейной характеристике в диапазоне частот от 1 до 100 Гц с основной погрешностью ± 2 %.
Сигнал с датчиков ускорений подается на аналогово-цифровой преобразователь (АЦП), с которого оцифрованные сигналы передаются в ПК, где они записываются в соответствующие файлы. Время дискретизации или частота записываемых сигналов составляет порядка 0,039 с или 25 Гц, соответственно. Это позволяет уверенно записывать и обрабатывать колебательные процессы в диапазоне частот от 0,5 до 15 Гц, оказывающих наибольшее влияние на плавность хода АТС.
Динамический стенд с пневматической подвеской и экспериментальным динамическим гасителем
Для испытания колес и узлов подрессоривания и определения их характеристик применяют различные типы специальных и универсальных стендов. На промышленных предприятиях в основном применяют стенды, имеющие узкие функциональные возможности. Они, как правило, предназначены для ресурсных испытаний обычно какого-то одного типа подвески или колеса. Однако для совершенствования систем подрессоривания необходимы универсальные, многофункциональные стенды, которые позволяли бы испытывать различные типы подвесок и колес в условиях, близких к эксплу-тационным режимам нагружения. В связи с этим изучение внутренних процессов и виброзащитных свойств известных и новых пневмогидравлических рессор и амортизаторов проводилось на универсальном испытательном стенде, расположенном на кафедре "Автоматические установки" Волгоградского государственного технического университета (ВолгГТУ). С целью расширения функциональных возможностей и повышения надежности этого стенда его конструкция несколько раз модернизировалась и была защищена авторским свидетельством СССР и патентом РФ №2133459.
Динамический стенд (рис. 3.1) содержащий подрессоренную массу М, неподрессоренную массу т закрепленную на конце рычага 1. Испытуемая пневморессора 2 через пружину 3 опирается на вибровозбудитель стенда. Для измерения нагрузки между рессорой и подрессоренной массой установлено силоизмерительное устройство 4. Давление в пневморессоре 2 регистрируется манометром 6. Ось поворота рычага 1 располагается в опоре, установленной на неподвижной части стенда. На конце рычага 1 крепятся грузы 5, имитирующие неподрессоренную массу т. В качестве упругого элемента силоизмерительного устройства 4 используется образцовый динамометр Токаря 3 тс с электрическим устройством для измерения его деформацииДинамический стенд с пневматической подвеской и экспериментальным динамическим гасителем: 1.- Подрессоренная масса; 2.-динамометр; 3.- манометр; 4.- пневморессора;5.- грузы; 6.- рычаг; 7.- пружина; 8.- инерционная масса; 9.- рычаг; 10.- гидравлический амортизатор;П.- рама; 12.- верхний ползун; 13.- пружина; 14.- центральный ползун; 15.- пружина; 16.- нижний ползун; 17.- винт верхнего и нижнего ползуна; 18.- винт центрального ползуна; 19.- цепная передача; 20.- вороток регулирования частоты собственных колебаний динамического гасителя; 21.- регулируемый демпфер сухого трения; 22.- гайка регулирования трения. Динамический гаситель выполнен таким образом, что позволяет в процессе проведения эксперимента бесступенчато изменять частоту собственных колебаний динамического гасителя, а также уровень его демпфирования. Это дает возможность подобрать в процессе эксперимента оптимальную настройку динамического гасителя.
Описание модернизированного стенда для испытаний подвески с экспериментальным динамическим гасителем
В настоящее время стенд дополнительно модернизирован с целью обеспечения возможности получения высокочастотного гармонического возмущения. Основной вид модернизированного стенда изображен на рис. 3.7 (позиции 13-16).
Особенностью данного стенда является то, что на нем можно испытывать реальные узлы подвесок АТС при возможности изменения соотношения между весовыми и инерционными параметрами подрессоренного груза с помощью маховиков, а также проводить испытания либо одного упругого элемента, либо целого блока подвески при неподвижном и вращаемся опорном колесе с помощью гусеничного обвода. 27 284445 393 42 Рис. 3.7. Модернизированный универсальный стенд ВолгГТУ для испытания шин и элементов подвески АТС: 1 - основание; 2 - колесо; 3 - упругий элемент подвески; 4 -кривошип; 5 - привод; 6 - составной шатун; 7 - коромысло; 8 - подвижная подшипниковая опора; 9 - винтовой механизм; 10 - толкатель; 11 - рольганг; 12 - гусеничная лента; 13 - опора эксцентрика; 14 - эксцентрик; 15 - шарнир составного шатуна; 16 - шатун; 17 -направляющая; 18 - траверса; 19 - ось ступицы; 20 - поворотная вилка; 21 - подвижная рама; 22 - траверса; 23 - груз; 24 - ролики; 25 - поворотный рычаг; 26 - откидывающиеся гидроцилиндры; 27 - стопорно-откидывающиеся устройства; 28 - трос; 29 - рычаг управления; 30 - направляющие ролики; 31 - пневмогидравлическая рессора; 32 - предохранительный механизм; 33 - вал; 34 - шестерни; 35 - маховики; 36 - зубчатые рейки; 37 - ролики; 38 - оси; 39 - датчик вертикальной силы; 40 - датчик боковой силы; 41...43 - датчики перемещений; 44 и 45 - датчик вертикальных ускорений груза и колеса; 46 - датчик угла поворота. Кроме того, универсальные возможности стенда заключаются в том, что он позволяет определять следующие характеристики испытуемой подвески: упругие статические и динамические характеристики (рабочие диаграммы); демпфирующие характеристики; осциллограммы свободных затухающих колебаний методом сбрасывания и подтягивания; АЧХ и ФЧХ вынужденных колебаний; сопротивление качению и боковому уводу и т. д.
Для вращения эксцентрика 14 был изготовлен специальный привод на базе цепной и карданной передач (рис. 3.8). Эксцентриситет эксцентрика составляет 9 мм, а амплитуда высокочастотного кинематического возмущения 5 мм. Эта амплитуда может регулироваться путем перемещения средней опоры коромысла.
Для проведения исследований был создан экспериментальный образец динамического гасителя колебаний неподрессоренной массы, детали которого представлены на рис. 3.3 - 3.5.
Первоначально экспериментальный динамический гаситель подвески планировалось изготавливать по схеме рис.3.3. на базе винтовых пружин перемещающихся вдоль рычага гасителя, что позволяло бесступенчато изменять жесткость упругих элементов гасителя в процессе проведения эксперимента.
Регулирование жесткости было необходимо для поиска ее оптимального значения в процессе проведения эксперимента. Однако, такая схема оказалась сложной для исполнения, в связи с чем динамический гаситель был выполнен на базе торсиона. Регулирование собственной частоты колебаний гасителя производилось путем ступенчатого перемещения груза вдоль его рычага. Демпфирование осуществлялось посредством муфты сцепления от автомобиля ГАЗ 24, которая прижималась к плоскости тормозного барабана гайкой. Вращая гайку ключом можно в процессе эксперимента подбирать оптимальный момент трения, при котором амплитуды колебаний неподрессоренной массы принимали минимальные значения. Общий вид экспериментальной подвески с динамическим гасителем приведен на рис.3.8.
В процессе эксперимента измерялись амплитуды колебаний неподрессоренной массы, значения которых наносились в виде экспериментальных точек на теоретические АЧХ. Кроме того, визуально отслеживались колебания груза динамического гасителя. В проведении экспериментов участвовали два человека, один из которых устанавливал частоту колебаний, а другой регулировал трение в муфте сцепления и измерял амплитуду колебаний подрессоренной массы. Жесткость торсиона измерялась по перемещению рычага после прикладыванию к нему силы
Результаты теоретических исследований релаксационной подвески автомобиля
Результаты исследования третьей структуры - трехмассовой одноопорной колебательной системы (рис. 2.6.) в виде графиков АЧХ ускорений подрессоренной массы, построенные по уравнению (2.88) представлены на рис. 4.6.
Для выявления потенциальных виброзащитных свойств подвески с динамическим гасителем, по сравнению с классической двухмассовой подвеской, были произведены расчеты по уравнениям 6, 7 и 8, результаты которых представлены на рисунках 4.6. а), б)
В расчетах были приняты следующие параметры подвески: инерционная масса динамического гасителя - 30% от неподрессоренной массы, собственная частота подрессоренной массы - 1Гц, неподрессоренной массы - 10 Гц, а оптимальная подобранная собственная частота колебаний динамического гасителя - 7,2 Гц. Так же относительный коэффициент затухания для классической подвески был принят - 0,15, а трехмассовой подвески с динамическим гасителем -0,1. ц ц ц а) классической подвески АТС и подвески; б) подвески с динамическим гасителем колебаний колес: 1-график перемещения подрессоренной массы; 2 - график скорости подрессоренной массы; 3 - график ускорения подрессоренной массы Из графиков видно, что подвеска АТС с динамическим гасителем колебаний колес обеспечивает высокие виброзащитные свойства, поскольку обеспечивает максимальное снижением ускорений в области высокочастого резонанса до 5 раз.
Анализ рисунков 4.6. а) и 4.6. б) показывает что, введение в подвеску динамического гасителя с оптимальными, приемлемыми колебательными параметрами, позволяет уменьшить максимальные амплитуды перемещений колес на 40%, а ускорений подрессоренной массы на 50% по сравнению с классической двухмассовой подвеской.
Таким образом, потенциальные виброзащитные свойства подвески с динамичесим гасителем существенно выше, чем классической двухмассовой подвески. Поэтому применение динамического гасителя колебаний колес позволит существенно повысить плавность хода, управляемость и устойчивость автомобилей, эксплуатируемых на дорогах с твердым покрытием и на повышенных скоростях.
Данная структурная схема была исследована на случайном профиле (рис. 4.7.)
Из графиков видно, что подвеска АТС предложенной структуры (рисунок 4.7 а, б) при движении на случайном профиле, обеспечивает максимальное снижение среднеквадратических ускорений: при движении на ровном цементобетоне - 36% (35км/ч); и на гладком булыжнике - 44,5 % (50 км/ч).
Среднеквадратические ускорения подрессоренной массы (кузова)при движении по: а)цементобетону; б)гладкому булыжнику; сплошная линя - ускорения подвески АТС классической структуры, пунктирная линия - ускорения подвески с динамическим гасителем колебаний Результаты исследования пятой структуры - трехмассовои одноопорной колебательной системы (рис. 2.7.) с инерционным элементом в виде графиков АЧХ ускорений подрессоренной массы, построенные по уравнению (2.111) представлены на рис. 4.8.
Коэффициент демпфирования амортизатора к\ = 1250 кг/м (\/i = 0,25); Коэффициент демпфирования в шине к2 = 50 кг/м (\/2=0,01); Жесткость рессоры с\ = 16000 кг/м; Жесткость шины с2 = 160000 кг/м; - для трехмассовои подвески с динамическим гасителем: Амплитуда возмущения А = 0,02 м; Подрессоренная масса т\ = 400 кг;
Инерционная масса динамического гасителя т2 = 12 кг; Неподрессоренная масса тъ - 40 кг; Коэффициент затухания колебаний амортизатора \/] = 0,1; Коэффициент затухания колебаний в динамическом гасителе \/г = 0,3; Коэффициент затухания колебаний в шине \/з = 0,01; Собственная частота колебаний подрессоренной массы co0i= 2 Гц; Собственная частота колебаний динамического гасителя со02= 7,2 Гц; Собственная частота колебаний неподрессоренной массы со0з —10 Гц; - для трехмассовои подвески с динамическим гасителем и инерционным амортизатором:
Амплитуда возмущения А = 0,02 м; Подрессоренная масса т\ = 400 кг; Инерционная масса динамического гасителя т2= 12 кг; Неподрессоренная масса тъ - 40 кг; Коэффициент демпфирования динамического гасителя 2= 350 кг/с;
Эффективное гашение колебаний динамическим гасителем обеспечивается за счет оптимальной его настройки под параметры подвески и колеса с шиной, однако характеристики шины в процессе эксплуатации нестабильны вследствие изменения давления и температуры. Одним из главных параметров шины влияющим на плавность хода и устойчивость автомобиля является ее жесткость. С течением времени давление воздуха в шине и ее жесткость постепенно снижаются, затем резко увеличиваются при восстановлении давления. Это влияет на частоту собственных колебаний колеса и сбивает оптимальную настройку динамического гасителя, который начинает работать менее эффективно, так как при частоте возмущения со стремящейся к собственной частоте колебания щ объекта существенно возрастают. Для их уменьшения необходимо наиболее оптимально настроить характеристики динамического гасителя под параметры объекта виброзащиты [26].
а) ускорений подрессоренной массы; б) перемещений неподрессоренной массы подвески АТС сплошная линя - ускорения подвески АТС классической структуры, пунктирная линия - ускорения подвески с динамическим гасителем колебаний, штрихпунктирная линия - ускорения подвески с динамическим гасителем колебаний и инерционным элементом
Поэтому возникает вопрос о выборе наиболее оптимальной частоты собственных колебаний динамического гасителя и насколько серьезно повлияет излишнее или недостаточное давление в шине на эффективность его работы. Для ответа на этот вопрос было проведено дополнительное теоретическое исследование подвески с динамическим гасителем колебаний колес.
