Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Общий подход к решению проблемы 6
1.1. Вопросы оптимизации ходовых систем мобильных машин 6
1.2. Вопросы надежности ходовой системы 11
1.3. Анализ отказов ходовых систем мобильных машин 17
1.4. Определение потребности проектирования новых систем 21
1.5. Выбор цели проектирования 23
1.6. Обзор методов исследования динамики движения мобильных машин и прогнозирование создания их конструкции 28
1.7. Цель и задачи работы 35
1.8. Методологические основы решения проблемы 37
ГЛАВА 2. Особенности функционирования мобильных машин агропромышленного комплекса . 40
2.1. Скоростные, силовые и энергетические характеристики современных энергонасыщенных машин агропромышленного комплекса.* 40
2.2. Тяговые характеристики пневматических ходовых колес 50
2.3. Характеристика гидромеханического привода ходовой системы комбайна 59
2.4. Тяговые характеристики дизельных двигателей уборочных комбайнов 63
2.5. Выводы по главе 69
ГЛАВА 3. Анализ эксплуатационных отказов ходовой системы 71
ГЛАВА 4. Динамические модели ходовой системы.. 78
4.1. Динамическая модель ходовой системы мобильной машины в транспортном режиме работы 78
4.2. Динамическая модель ходовой системы мобильной машины в рабочем режиме 84
4.3. Модель гидромеханического привода ходовой системы 94
4.3.1. Разгон машины с гидромеханическим приводом ходовой системы 96
4.4. Выводы по главе 103
ГЛАВА 5. Спектральный анализ динамических процессов при работе ходовой системы комбайна в полевых условиях 105
5.1. Методические вопросы проведения экспериментов 105
5.2. Анализ результатов экспериментального исследования 112
5.2.1. Результаты экспериментальных исследований механической части привода ходовой системы 112
5.2.2. Результаты экспериментальных исследований гидравлической части привода ходовой системы 121
5.2.3. Исследование погрешностей динамических расчетов ходовой системы 129
5.2.4. Оценка достоверности принятых моделей при исследовании динамики ходовой системы 132
5.3. Мероприятия по повышению надежности бортового редуктора зерноуборочного комбайна «Дон-1500» 137
ГЛАВА 6. Оптимизация колебательных параметров ходовой системы 139
ГЛАВА 7. Экономическая эффективность проведенных в работе исследований 147
Общие выводы по работе 153
Литература 155
- Обзор методов исследования динамики движения мобильных машин и прогнозирование создания их конструкции
- Характеристика гидромеханического привода ходовой системы комбайна
- Динамическая модель ходовой системы мобильной машины в транспортном режиме работы
- Результаты экспериментальных исследований механической части привода ходовой системы
Введение к работе
В настоящее время возникает еще ряд проблем создания надежных и долговечных машин, связанных с обеспечением показателей назначения, технологичностью изготовления, эргономическими показателями, стандартизацией и унификацией, поэтому надежность остается острой проблемой в технике [126,127].
В агропромышленном комплексе эта проблема наиболее остра: сельскохозяйственное машиностроение является одним из самых крупных потребителей черных металлов, резины, пластмасс и других материалов; мощности ремонтных предприятий в сельском хозяйстве в несколько раз превышают мощности производящей отрасли. Сроки проектирования сельскохозяйственных машин затягиваются до пяти - восьми лет, но и после запуска в серийное производство производятся конструктивные доработки, планируется ежегодное снижение металлоемкости, повышение надежности [120].
Создание новых высокопроизводительных мобильных машин агропромышленного комплекса не только не сняло эту проблему, но еще более ее обострило: усложнение конструкции, увеличение массы, габаритов, интенсификация нагрузок, повышение нормативного срока службы привело к увеличению длительности, трудоемкости и стоимости работ по обеспечению надежности.
Надежность закладывается при проектировании машины и не может в дальнейшем быть повышена без конструктивных изменений или нового конструктивного решения. Она определяется силовой схемой, параметрами элементов, материалами, защитой от вредных воздействий и т.д. Надежность обеспечивается при изготовлении машины и достигается изготовлением деталей, сборочных единиц в соответствии с технической документацией. В процессе производства могут быть найдены новые конструкторско-технологические решения, повышающие характеристики машины, но не требующие ее существенного изменения. Надежность реализуется при эксплуатации машины. В процессе использования ее по назначению
5 проявляются все ее недостатки, которые были заложены при проектировании и изготовлении [120].
Получение параметров конструктивных структур требуемой долговечности для машиностроения возможно при разработке алгоритма и программного обеспечения задачи, наличии критериев оценки ресурса с позиций механики хрупкого разрушения конструкций и динамики нагруженности, соответствующей реальным условиям эксплуатации машин.
Для повышения надежности основных несущих конструкций машин, их функциональных рабочих органов с прогнозированным ресурсом работы необходим комплексный подход к решаемой задаче, особенно при использовании САПР.
Кроме того, современное производство сложных изделий машиностроения требует согласованной работы многих предприятий. Для такого согласования работы всех предприятий, участвующих в проектировании, производстве, реализации и эксплуатации изделий, необходима соответствующая информационная поддержка этапов жизненного цикла изделий. Эта поддержка и компьютерное сопровождение жизненного цикла изделий получили название CALS (Continuous Acquisition and Lifecycle Support). Назначение CALS - технологий — предоставлять необходимую информацию в нужное время, в нужном виде, в конкретном месте любому пользователю на каждом этапе жизненного цикла изделий[143].
Что касается начального этапа жизненного цикла машины, т.е. этапа эскизного проекта, то встраиваясь в систему CALS - технологии необходимо иметь в распоряжении проектировщика научно-обоснованные, достоверные инженерные методики проектирования надежных конструкций.
Обзор методов исследования динамики движения мобильных машин и прогнозирование создания их конструкции
В связи с внедрением в проектирование CAD-, САМ- и САЕ- систем, большой практический интерес представляет задача выбора оптимальной мощности двигателя для вновь проектируемой или модернизируемой мобильной машины, позволяющая подобрать наилучшее сочетание энергетических и инерционных параметров привода.
Научные исследования по оптимальному проектированию зерноуборочных комбайнов и их приводов базируются на методах линейного и нелинейного программирования, методах теории принятия статистических решений и методологии имитационного моделирования [129,130,131].
Для оптимального проектирования приводов зерноуборочных комбайнов в технической литературе до сих пор нет единого системного подхода, позволяющего широко использовать огромный мировой и отечественный научный опыт, накопленный в существующих фундаментальных и прикладных исследований [133,134].
Мобильная сельхозмашина представляет собой динамическую систему, работающую в условиях непрерывно изменяющихся внешних воздействий случайного характера в вероятностно-статистическом смысле. Нередко, в целях упрощения ограничиваются рассмотрением статической задачи, не рассматривая переходных процессов, характеризующих динамические свойства механической системы, находящейся под действием возмущающих сил.
Первые публикации об исследованиях надежности технических систем относятся к 30-40 г.г. Развитие теории надежности началось в конце 50-х годов, практическое применение ориентировалось на системную и параметрическую теории. Получила развитие теория и практика надежности машин и конструкций различного назначения в работах Болотина В.В. [16], Гусева А.С. [76], Когаева В.П. [102], Махутова Н.А. [94], и других российских ученых, а также в работах зарубежных ученых [168, 171, 174, 175]. Развитию вопросов, связанных с надежностью тракторов, сельскохозяйственных машин и конструкций, посвящены работы Аниловича В.Я. [18], Бугло Р.И. [41], Волкова П.М. [56], Грошева Л.М. [115], Гусева А.С. [74], Спиченкова В.В. [146] и других.
Однако вопросы, связанные с надежностью машин и конструкций, разрабатывались и разрабатываются по самостоятельным, часто не связанным направлениям. Развитие методов анализа и синтеза динамических систем машин отражено в работах Аниловича В.Я. [18], Спиченкова В.В. [77]. Динамика зерноуборочных машин исследовалась в работах Грошева Л.М. [70], Жарова В.П. [89], Полушкина О.А. [128], Андросова А.А. [11], Луконина Ю.А. [108], Терликова В.В. [151], Спиченкова В.В [146]. Указанные работы касаются различных проблем динамики машин - от оптимальной виброзащиты до оценок эксплуатационной нагруженности несущих конструкций. Однако методы решения недостаточно автоматизированы, упрощены, задачи решаются, как правило, в узкой постановке, по конкретным схемам. Исключением здесь являются работы [70, 108, 128, 151]. Решения задач эксплуатационной нагруженности несущих конструкций и ходовых систем рассматриваются в [70, 128], но возможности минимизации этих нагрузок затрагиваются только в работах [89,128]. Используемые методики оптимизации ориентированы на поиск рациональных параметров динамических систем по критериям показателей назначения и условий труда [89]. При рассмотрении частных вопросов динамики тракторного агрегата в аспекте колебательного движения рассматривались Чудаковым Д.А., Львовым Е.А., Турбиным Б.И., Антышевым Н.М. и др. В работах [136, 142, 166, 167] обобщены вопросы теории колебаний различных автомобилей и многоопорных машин. Вопросам плавности хода колесных тракторов посвящены работы Аниловича В.Я. [18], где автор указывает, что теория колебания трактора может быть построена по аналогии с теорией колебаний автомобиля. Необходимо заметить, что данное положение полностью справедливо, если рассматривать колебания колесного трактора без навесных орудий. При исследовании динамической системы трактор — орудие, полной аналогии не будет, так как система усложняется, появляются дополнительные факторы, которые будут иметь другую природу, отличную от природы факторов, обуславливающих колебания транспортных машин, хотя основные теоретические приемы исследования колебаний транспортных машин можно распространить на исследования системы трактор - орудие. В монографии Ротенберга Р.В. [136], большое внимание уделено математическому изложению теории колебаний, её физической сущности, подробно рассмотрены колебательные параметры различных типов автомобилей, влияние некоторых из этих параметров на плавность хода. Основная часть работы посвящена детерминированным методам исследования, т.е. рассматриваются колебания машины при движении её по гармонически чередующимся неровностям или через обособленные неровности, что дает хорошую сравнимость результата исследования машин разной конструкции. Жутов А.Г. [91] в своей статье вводит в динамическую модель конечную передачу трактора, состоящую из не обладающих массами ведущей и ведомой шестерен. Водило рассматривает как остов трактора. Автор считает, что предложенная модель позволяет более достоверно оценивать реальные процессы происходящие в МТА. Работа Силаева А.А. [142] посвящена исследованиям колебательных процессов машин при движением по дорогам со случайным микропрофилем. Дана методология исследований микрорельефа случайного профиля, то есть работа посвящена статической теории подрессоривания. Носов СВ. [119] в своей статье рассматривает взаимодействие шины колеса с деформированным опорным основанием. При этом взаимодействии, считает он, происходит не только тангенциальная деформация этого основания, но и сдвиговая деформация слоя опорного основания. Автор выводит интегро-дифференциальные уравнения крутильных колебаний отдельных масс системы трансмиссии и решает их. В работе Лурье А.Б. [109] рассматриваются вопросы динамики движения колесного трактора с навесным орудием (плугом, культиватором), применительно к задачам автоматического регулирования и управлением режимом из работы. Освещаются методы обработки результатов полевых испытаний агрегатов на ЭВМ и устанавливаются статистические оценки технологических и энергетических показателей работы машино - тракторных агрегатов, рассматриваются методы определения динамических характеристик. Исследования, отраженные в работах [53, 55, 61, 72, 118] посвящены частным разработкам отдельных сельскохозяйственных агрегатов или каких-то определенных режимов эксплуатации. Для расчета динамической нагруженности трансмиссии колесных машин необходимо определить ее демпфирование и жесткость. Кахидзе Р.В. [98] предлагает повышение точность оценки этих характеристик получить за счет исключения влияния жесткости и демпфирования шин во время проведения эксперимента. Для реализации этого способа автором предложен стенд. Чудаков Д.А. в разделе плавности хода колесного трактора и автомобиля [162] рассмотрел вертикальные колебания центра тяжести трактора в виде гармонического колебательного движения без учета сил сопротивления. Причем, возмущающую силу, приложенную к трактору, полагал изменяющейся по синусоидальному закону.
Характеристика гидромеханического привода ходовой системы комбайна
В механических трансмиссиях уборочных комбайнов, в которых переключение передач осуществляется с помощью подвижных шестерен или зубчатых муфт, переход от одной передачи на другую начинается с отключения двигателя от коробки передач, выключением главной муфты сцепления, в результате чего происходит разрыв потока мощности. Разрыв потока мощности продолжается в течение 1,5- -2 с, что приводит к остановке комбайна и к последующему разгону его от нулевой до рабочей скорости. Переключение и разгон в таких условиях сопровождается буксованием муфты сцепления, динамическими нагрузками на механизмы ходовой системы.
На транспортных режимах несовершенство процесса переключения сказывается при движении на плохих дорожных условиях, преодолении трудно переходимых участков. Поэтому современные уборочные комбайны оснащены более прогрессивной трансмиссией с гидрообъмной передачей. Обязательными элементами объемной гидропередачи является насос, преобразующую механическую энергию двигателя в энергию потока жидкости и гидродвигатель, обеспечивающий обратное преобразование энергии потока жидкости в механическую энергию. В настоящее время в сельхозмашиностроении часто используют гидрообъемные передачи открытого и закрытого типа.
В качестве трансмиссии современных энергонасыщенных уборочных комбайнов применяют объемную гидропередачу закрытого типа, позволяющая уменьшить емкость гидробака и сделать ходовую систему более компактной.
Гидрообъемная передача имеет меньший К.П.Д. по сравнению с механической, но имеет следующие достоинства: бесступенчатое регулирование скоростей и плавность передачи крутящего момента к ходовым колесам комбайна, возможность автоматизации выбора оптимального режима работы комбайна, простоту конструкции и легкость обслуживания, сокращение количества агрегатов трансмиссии и облегчение компоновки ходовой системы комбайна, повышение надежности. Бесступенчатое изменение скорости в гидрообъемном приводе может осуществляться регулированием рабочего объема гидромотора или производительности насоса, либо регулированием объема обеих гидромашин.
Современные насосы при передаче полной мощности имеют КПД 0,83-К),85 при диапазоне регулирования /)=3- -3,5. Гидромоторы обладают КПД=0,95- 0,90. Общий КПД гидропривода равен 0,83-Ю,81 при диапазоне регулирования D = 3.
Требуемый рабочий диапазон скоростей комбайна, как правило, превышает диапазон экономичной работы гидропривода. Например, предельные транспортные скорости комбайна УТр — 6,9 - 8,3 м/с, а максимальная скорость на рабочем режиме VP = 1,66 м/с, поэтому основной диапазон регулирования должен быть в диапазоне скорости D = 4- 5.
Изменение скорости регулирования комбайна изменениям производительности насоса при неизменном объеме гидроматора оказывается эффективной в определенных границах нагрузок на ходовые колеса, поэтому в современных уборочных комбайнах используются гидромеханические трансмиссии, где применяются гидрообъемный и механический приводы. При проведении тягового расчета гидромеханической передачи возникает необходимость обоснования полных рабочих объемов гидромотора и насоса. Исходными данными для тягового расчета являются: - силы сопротивления передвижения движению комбайна на различных скоростях и агрофонах. - рабочие, транспортные скорости движения машины. - максимальный перепад давления в магистралях гидротрансмиссии. Основными характеристиками дизельных двигателей, которыми оснащены зерноуборочные комбайны, являются регуляторная характеристика, скоростная характеристика и характеристика холостого хода. Регуляторная характеристика отражает зависимость числа оборотов, расхода топлива и крутящего момента от эффективной мощности двигателя при воздействии регулятора на механизмы подачи топлива, то есть представляет собой кривые вида п, GT, ge, Mq =f(Ne) (Рис.2.5) [147]. Регуляторная характеристика позволяет судить о динамических и экономических качествах двигателя, снабженного регулятором, с принятыми для эксплуатации регулировками. По регуляторной характеристике проверяют правильность настройки регулятора, определяются по формулам степень его неравномерности и запас крутящего момента двигателя. Кривая п = f (iVe) регуляторной характеристики (рис. 2.5.) имеет две части: участок ав, на котором работа двигателя управляется регулятором, и участок ее, на котором регулятор не оказывает действия на работу двигателя. При увеличении нагрузки (на участок ее) происходит резкое падение числа оборотов и подача топлива увеличивается за счет действия корректора. Участок ав характеристики называется регуляторной ветвью, а участок ее -безрегуляторной ветвью. В ряде случаев отчетливой границы между этими участками может не быть, что определяется особенностями устройства корректора.
Динамическая модель ходовой системы мобильной машины в транспортном режиме работы
В настоящем разделе приводятся результаты экспериментальных исследований кинематических и силовых параметров ходовой системы комбайна в условиях эксплуатации. Основные задачи, которые решались при этом были следующие: - получить и систематизировать экспериментальный материал по вертикальным ускорениям корпуса машин и крутящим моментам в приводе ходовой системы, - уточнить модели, разработанные в разделе 3 диссертации, - оценить степени идентичности принятых моделей с позиций линейной функциональной связи в ходовой системе, как многомерной динамической системе, подверженной внешними воздействиями случайного характера. Экспериментальные исследования проводились в соответствии с методиками, разработанными ВИСХОМ, и КубНИИТИМ и предусматривали порядок проведения исследований, выбор применяемой аппаратуры а также преобразователей крутящих моментов и ускорений, оценку погрешности измерений, агротехническую оценку агрофона. 5.1. Методические вопросы проведения экспериментов. В соответствии с поставленными задачами программа эксперимента включала исследования следующих режимов работы: 1. Рабочий режим (подбор валков и прямое комбайнирование); 2. Транспортный режим (движение по грунтовой дороге и стерне); 3. Движение по сильно пересеченной местности, переезд единичных препятствий, преодоление подъемов. 4. Трогание с места и торможение машины. В процессе эксперимента варьировались: - скорость движения комбайна, - почвенные фоны, - степень загрузки бункера. Для экспериментальных исследований был оборудован комбайн Дон-1500, исследования проводились на полях и дорогах Ростовской области на учебно-опытном полигоне ДГТУ и полигоне ГСКБ по комплексам уборочных сельхозмашин. При исследовании регистрировались следующие параметры: Крутящие моменты на основных валах привода и на полуосях ходового колеса, Частота вращения валов, Вертикальные ускорения корпуса комбайна. Нормальные напряжения в корпусе ходового моста (точка А). Для измерения силовых факторов использовались тензометрические преобразователи типа (показаны на рис.4.2). По показателям тензодатчиков 1-4, наклеенных под углом 45 к оси вала и включенным в полумост касательных напряжений, получали информацию о крутящих моментах на валу.
Для измерения вертикальных ускорений корпуса моста ходовых колес использовался тензометрический акселерометр АТ-2 с демпфирующей жидкостью ВЮК-94Б, частотные характеристики которых соответствуют спектру измеряемых ускорений (0-8 Гц). В качестве усилительных и регистрирующих устройств использовались тензометрические усилители 8АНЧ - 7М и электромагнитные магнитографы фирмы TESLA. Перед проведением экспериментов производилась тарировка измерительных каналов по известным методикам.
При определении общей погрешности измерений учитывались погрешности, вносимые элементами измерительного канала, тарировкой и считыванием ординат с магнитограмм процессов. Эти погрешности рассматривались как независимые случайные величины [65], по ним определялись среднеквадратическое значение результирующей ошибки. В условиях эксперимента относительная погрешность измерений составила: для крутящих моментов 8%, ускорений 10%.
Предварительные эксперименты показали, что процессы ходовой системы комбайна являются случайными. Поэтому при обработке полученных осциллограмм использовались методы математической статистики и теории случайных процессов.
Если рассматривать полученную информацию в виде реализации случайного процесса, то вопрос о необходимом объеме информации может быть решен только после выяснения таких свойств исследуемого процесса как эргодичность и стационарность. Кроме того, длительность наблюдения зависит также от внутренней структуры процесса, его частотного спектра.
Большинство случайных процессов нагружения ходовой части зерноуборочного комбайна следует отнести к нестационарным по математическому ожиданию и дисперсии, поэтому статистические характеристики таких процессов необходимо определять по ансамблю реализаций. Вместе с тем, целым рядом исследователей [27, 50, 58] установлено, что с достаточной для инженерной практики точностью случайные процессы можно считать стационарными по корреляционной функции. Поэтому при обработке экспериментального материала отбирались «стационарные» участки осциллограмм, на которых постоянство дисперсии и математического ожидания можно было определить визуально. При таких условиях выборки допустимо применение математического аппарата стационарных случайных функций, обладающих свойством эргодичности.
Расчет статистических характеристик исследуемых процессов (математического ожидания jux, дисперсии Dx, корреляционной функции рх(т), спектральной плотности S(co)) производился на ПК с использованием программы «EXSTAT», после квантования процесса по известным алгоритмам [110]:
Результаты экспериментальных исследований механической части привода ходовой системы
Улучшение характеристики движения комбайна и исключение работы ГСТ-90 в критических режимах при движении на предельных полевых (II диапазон) и дорожных (III диапазон) уклонах достигались путем незначительной корректировки передаточного числа коробки диапазонов с сохранением скорости движения, оговоренных техническим заданием. В варианте трансмиссии Гі при сохранении параметров ГСТ-90 и небольшом увеличении передаточных чисел коробки, обеспечивается устойчивое движение комбайна на подъем 8% асфальтированного шоссе на третьем диапазоне и 8 в комплектации с копнителем по плотной стерне на втором диапазоне. Максимальный обобщенный коэффициент сопротивления на втором диапазоне в комплектации комбайна с копнителем, трансмиссия Гь составляет 0,19.
Вариант трансмиссии Г2 практически равноценен по предельным возможностям движения для всех комплектаций комбайна и скоростных диапазонов и повышает расчетный коэффициент сопротивления на 12% по сравнению с вариантом трансмиссии Г]. Наибольшими возможностями по преодолению подъемов на втором и третьем скоростных диапазонах обладает вариант трансмиссии Г2 с настройкой предохранительного клапана на Р = 42 МПа. На основании данных испытаний комбайна «Дон-1500» при движении по горизонтальному участку по стерне комбайна «Дон-1500» общей массой 17300 кг при максимальной скорости на первом диапазоне коробки 1,4 м/с мощность на передвижение комбайна составляет 34 кВт при среднем рабочем давлении в ГСТ-90 6,2 МПа. При максимальной скорости на втором диапазоне 2,7 м/с мощность на передвижение возрастает до 55 кВт, а среднее рабочее давление - до 12,8 МПа. При движении комбайна «Дон-1500» с пустым бункером (масса 13800 кг.) по горизонтальному участку асфальтированного шоссе при максимальной скорости на третьем диапазоне 7,7 м/с рабочее давление гидростатической трансмиссии составило 9,5... 10 МПа. По результатам энергооценки, максимальная мощность на передвижение комбайна для комплектации с копнителем составляет не более 79 кВт при номинальной загрузке молотилки без учета неравномерности ее работы и полной загрузке двигателя комбайна. С учетом реально существующей неравномерности загрузки молотилки и недопустимости эксплуатации комбайна с выходом на силовую регуляторную характеристику двигателя полученную величину необходимо уменьшить минимум на 30%, т.е. до 57 кВт. При этом на втором диапазоне коробки в интервале скоростей 1,4...2,1 м/с эксплуатация комбайна возможна при уборке зерновых низкой и средней урожайности, при этом увеличивается соответственно резерв мощности на преодоление повышенных сопротивлений движению.
Для комбайна с измельчителем максимальная мощность на передвижение при номинальной частоте вращения двигателя с учетом неравномерности загрузки молотилки составила 40...43 кВт.
При этом эксплуатация комбайна в диапазоне скоростей 1,8...2,5 м/с возможна лишь только на ровных фонах по плотной стерне. Выход на максимальную эксплуатационную мощность варианта трансмиссии Г2 возможен в интервале скоростей 1,4...1,5 м/с при не загрузке молотилки примерно 0,2...0,5 от номинальной. Возможность существования таких эксплуатационных режимов была определена натуральными испытаниями комбайна с измельчителем и прицепом одновременно.
Для определения динамических расчетов ходовой системы с использованием моделей, разработанных в разделе 4 диссертации имитировалось изменение массы комбайна, работающего на транспортном и рабочем режиме, её момента инерции, жесткости шин ходовых и управляющих колес, а так же величин коэффициента затухания колебаний, вызванных потерей энергии колебаний в шинах. Вычисления производились для случаев движения комбайна на различной скорости, с различным спектральным составом неровности пути. Рис. 5.10 иллюстрирует рассеивание среднеквадратических ускорений корпуса ходовой системы, вызванное изменением давления в шинах ходовых колес и загрузкой бункера.
Графики позволили установить, что рассматриваемое здесь среднеквадратическое ускорение корпуса зависит, кроме скорости машины, от спектрального состава микронеровностей пути. В зоне статистических резонансов рассеивание ускорений увеличивается, особенно вызванное изменение массово-геометрических характеристик машины. При движении по дорогам с низкочастотным составом неровностей пути рассеивание уменьшается.
По результатам расчетов изучены зависимости погрешности вычисления среднеквадратических ускорений и погрешности определения колебательных параметров ходовой системы: жесткости шин, массы машины и затухания её колебаний. На рис. 5.10. представлены графики для случая, когда система находится в статистическом резонансе (а) и вне зоны резонанса (б).
