Декабрь 2021
Пн Вт Ср Чт Пт Сб Вс
 12345
6789101112
13141516171819
20212223242526
2728293031  

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Колебания кузова автомобиля на упругих элементах подвески и шинах могут совершаться во всех направлениях вдоль коорди­натных осей и вокруг них (рис. 23, а). На рис. 23, б дана схема,

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 23. Колебательная система, эквивалентная автомобилю

Поясняющая возможные перемещения кузова: В — вертикальные колебания вдоль оси г; Ч — угловые колебания вокруг оси г (рыскание); Б — боковые смещения в горизонтальной плоскости; У — продольные угловые колебания вокруг оси у (галопирова­ние); Д — колебания вдоль продольной оси (подергивание); Я — поперечные колебания вокруг оси х (пошатывание).

Назначение амортизаторов подвески автомобиля состоит в га­шении вертикальных и продольных угловых колебаний кузова, которые возникают и поддерживаются при движении практически непрерывно. Поперечные угловые колебания кузова возникают сравнительно редко х, и амортизаторы, если они рассчитаны на гашение вертикальных колебаний кузова, обычно не допускают пошатывания при условии вертикальной установки в подвеске (а щ 0). Остальные виды возможных перемещений кузова аморти­заторами подвески или не воспринимаются, или амортизаторы очень мало влияют на уменьше­ние этих перемещений. Исклю­чение составляют амортизаторы, специально предназначенные для гашения угловых колеба­ний вокруг оси г, свойствен­ных обычно автопоездам. В та­ких случаях амортизаторы дают определенный эффект, когда их включают в сцепное устройство (рис. 24).

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВНазначение амортизаторов подвески состоит также в гаше­нии вертикальных колебаний колес, которые возникают под действием дорожных неровно­стей, а также вследствие неуравновешенности колес, вызыва­ющей также виляние управляемых колес (шимми). В связи с этим в рулевом управлении некоторых легковых автомобилей применяют специальный амортизатор (рис. 25), предотвраща­ющий развитие опасных автоколебательных явлений.

Вместе с тем для уменьшения колебаний является важным и правильный выбор параметров упругих элементов подвески, и ра­циональная компоновка автомобиля в целом. Например, для пре­дупреждения продольных угловых колебаний (галопирования) системы, показанной на рис. 23, в, необходимо выполнение двух теоретических условий:

Са1ащспгЪ (44)

И

Р2 як аЬ. (45)

Первое условие характерно для подвесок с близкими по вели­чине статическими прогибами (^практически = 1,3-ь0,7|,

А второе связано с рациональным распределением масс вдоль базы автомобиля (р — радиус инерции подрессоренной массы, а сп —

— упругость подвески). Собственные частоты коле-

Баний кузова соответственно на передней и задней подвесках

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Где М0 — масса кузова.

Независимость колебаний кузова на передней и задней под­весках (точки А и Б) характерна для большинства современных

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 25. Установка гидравлического амортизатора в рулевом управлении автомобиля (Ровер 2000):

/ « поперечная рулевая тяга; 2 — амортизатор Телафло (однотрубный); 8 — кронштейн; 4 — продольная рулевая тяга

Автомобилей. Исключение представляют автобусы и автомобили

02

«вагонной» компоновки, у которых 1 <-^-^2, а гашение

Продольных угловых колебаний осуществляется усилением амор­тизаторов. Величину суммарного коэффициента относительного затухания в подвеске доводят в таких случаях до величин 0,3—0,45 против обычных 0,2—0,3. При этом в передней подвеске целе­сообразно обеспечивать несколько большую степень затухания, чем в задней [37, 40].

Часто возникает неясность в отношении определения величины коэффициента г|; для подвески, которая представлена в простейшем случае двухмассовой колебательной системой, обладающей, по­мимо частот и й2, следующими собственными частотами коле­баний:

2с р• сш

(Ср сш) Мі

Подрессоренной массы на рессорах и шинах (рис. 23, г при р2 = аЬ имеем

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

«о <йо (Рис. 23, д);

Массы на рессорах,

Qo = у Mt + mt———- подрессоренной массы на шинах при

Блокированных сухим трением рес — copax, Qo > Qo;

О)к = j/" 2 Сш^ — неподрессоренной массы между ши­нами и рессорами (рис. 23, е). Рассмотрим здесь и ниже парциальные значения коэффициентов

<46>

И

. _ кш+ки _ h, о

У**- так ~ ШК ’

Где k3 — эквивалентный коэффициент сопротивления в подвеске (полагаем, что амортизаторов два и силы сопротивления симметричны);

KM — эквивалентный коэффициент сопротивления, обуслов­ленный межмолекулярным трением в двух шинах.

На практике довольно часто бывает, что Мо)0 тык, а ве­личина km — мала. Поэтому тр*, ^ tJVj, и затухание свободных

Колебаний колес происходит примерно в — раз быстрее, чем

(00

Затухание колебаний кузова. К особенностям затухающих сво­бодных колебаний в двухмассовой системе, по сравнению с одно­массовой (парциальной), относятся: некоторое уменьшение ча­стоты колебаний кузова, которая стремится к Q0, и ослабление

Гашения: т);0Эсв ^ г|)оэ (—^—) . При этом частота колебаний колес

ср I сш/

Изменяется несущественно (QK ti)K ]/" 1—Ч’кэсв), а затухание свободных колебаний колес несколько усиливается: ^Кэсв ^

Як (l + —г) • Указанную взаимосвязь между свобод­

Ными колебаниями подрессоренной и неподрессоренной масс ре­комендуется [26] учитывать при расчетах для уменьшения погреш­ности.

В реальных дорожных условиях свободные колебания возни­кают сравнительно редко. Поэтому основное внимание уделим вынужденным колебаниям двухмассовой системы с амортизаторами. Предположим, что микропрофиль дороги с учетом нивелирующего влияния шин имеет вид синусоиды: q = q0 sin a),t.

Возбуждение массы т дорожными неровностями зависит в большой мере от параметров шин:

Nizi + 2 (k’l} + ku) Zi + 2 (сш + cp) Z = 2kUiq + 2сш<? + 2&ii + 2cpz

TOC o "1-5" h z 1 + 2ккэ21 ©«21 = 2АК1^ -|- + 2АК22 + о)к22, (48)

Где

И ____ кЪ "Ь кш и кш и ________ ^1»

Я»- т ; ««2—^-;

.,2 2сш 2 Ьр

0)К1 = ——— ; 0)2/с = ——— .

Т ’ * т

Колебания неподрессоренной массы, в свою очередь, возбуж­дают колебания подрессоренной массы через рессоры и аморти­заторы:

Х -|- 2НзТ -}- о)о2 = 2Нэг —(— (Оо^1 • (49)

Решение системы уравнений (48)—(49) представляет интерес чаще всего для двух основных случаев: первый при ю, ю0 — низкочастотный резонанс подрессоренной массы и при о)в ^ ®К1 — высокочастотный резонанс неподрессоренной массы. В большинстве случаев > Зю0, поэтому всегда имеет место значительный сдвиг фаз колебаний масс.

Выразим перемещения г уравнением, аналогичным уравне­нию (18):

*1 У 1 + 4€э‘0

= ЬЛ2Ъ (50)

]/"(1 ~ ‘о)2 + 4^оэ10

Где = — — отношение частоты возбуждения к собственной (00

Частоте колебаний подрессоренной массы на рессорах.

Подставим г = Ьгг1 в выражение (48) и определим колебания массы т:

TOC o "1-5" h z 2 + 2Ько2 ОЬсог 1 — 2Нк1д (0*1 <7, (51)

. *1э 0 — ^г) 2 2 [ср (1 — Ьг) + Сш

Где кк0 = ————————————————————————— — — и о)^о = .

Т т т

Из уравнения (51) видно, что сила, вызывающая затухание

Колебаний двухмассовой системы, может быть отрицательной

Величиной для неподрессоренной массы (Нк0 <0), если Ьг > 1 +

+ ■—г — . Это значит, что при низкочастотном резонансе на коле-

Бания неподрессоренной массы сильнее влияют колебания под­рессоренной массы, чем неровности дороги. Это влияние тем сильнее, чем слабее затухание, так как увеличивается величина Ьг. Однако колебания неподрессоренной массы при низкочастотном резонансе не могут самопроизвольно разрастаться. Ограничение колебаний колес обусловлено гашением колебаний кузова (к1Э) или в худшем случае отрывом колес от дороги и ослаблением (прекращением на некоторое время) действия на систему возбуж­дающих сил. При этом структура уравнений (48) и (49) изменяется, что затрудняет решение, которое здесь не рассматривается. Пере­мещение колес можно найти аналогично предыдущему в виде

Чо У“«1 + КА….

Г, == —^ [8] ………….. = Ьг1а0. (52)

}ГНо-°>1)2± «2Х

Здесь знак минус перед вторым членом знаменателя ставится

В том случае, когда Ьг > 1 Ч——. Таким образом, — перемеще­на

Ния колес имеют два максимума: 21И„ — в области низкочастот­ного резонанса, когда Ьг—»62тах, и при высокочастном резонансе — г1 <йК> когДа ^ ©к — В последнем случае допустимо при­нять Ьг = 0, что является оправданным с точки зрения упроще­ния и быстроты расчетов. Тогда перемещения колес

«.-Л " зёт————————- ”‘»«А’ (53)

Приведенные формулы позволяют в большинстве случаев составить верное представление о колебаниях двухмассовой си­стемы при периодическом возбуждении и найти в первом прибли­жении величины максимальных ускорений кузова, определяющие плавность хода: г® я» Ьг о« — при низкочастотном ре-

Г-у ‘"о шах о г г

Зонансе и гак я^ Ьг2а в? к — при высокочастотном резонансе (2И(с = 6гшах2:1(й)Со)к). Особенностью максимального ускорения 2(0ктах ЯВЛЯеТСЯ ОЧеНЬ СЛабаЯ зависимость ОТ затухания При Троз > >0,12 и Ьг < 5.

Чтобы представить условия работы амортизаторов, необходимо определить относительные колебания в подвеске х2 = — г.

При этом можно получить данные, необходимые для оценки на­пряженности работы упругих элементов, условий включения буферов и определения начала пробоев в подвеске *. Из уравне­ния (49) следует, что

Х<2 -(- 2НоэХ2 “Н СОо-^2 — (54)

Х2=-—=^й=== = Ьх, г1

У О — ‘о)2 + ^оЛ

Х2 ~ Т Г ~2~2~

У 1 + [9]Ч>ю«о

Начало пробоев в подвеске (момент включения буферов) возникает при хг ^ хб, где хб — расстояние от буфера до опорной точки в подвеске (с учетом передаточных чисел). Колебания не — подрессоренной массы относительно дорожной поверхности х± = = ц — г1 представляют интерес с точки зрения установления условий отрыва колес и определяются из выражения (46) при подстановке х? = Ьх, г = ЬХг-ЬХ1-д0:

И

Х1 = 40 ТгтТ=Ш’ ^ Т = Ь*‘ = (56)

У К1—“•) + 4Л/с1“в

Где <МК(? = Ш/с гЬх1Ьг1 И НКц — ККг ЬХг Ь21 •

В области низкочастотного резонанса колесо копирует со сдвигом по фазе профиль неровности дороги. Поэтому можно приближенно считать, что отрыв колес возможен только при усло­вии х! Зг хст, где хст — статический прогиб шин под нагрузкой О = (М + т) £.

При 3 > *‘о > У2 величина ЬХг‘ЬХ1—* 1, а в области высоко­частотного резонанса снова возрастает: ккц >= ЬКг и <йкя >= о)к,. Поэтому величина относительных колебаний хг в межрезонансной области приближается к ^0, а в области высокочастотного резо­нанса увеличивается, достигая значительных величин. При этом большой сдвиг фазы колебаний неподрессоренных масс (относи­тельно возбуждения) обусловливает отрыв колес от дорожной поверхности практически на каждой неровности при т);оЭ ^ 0,25 и <7„ Зг 0,5хст. Опасная с точки зрения отрыва высота периодиче­ской НерОВНОСТИ при (О, ^ 0,9 — г-1,3(0*

Т^^-М1 +~к

Пользуясь выражениями (50)—(56), можно построить ампли­тудно-частотные характеристики — с применением или без при­менения графо-аналитических методов (см. рис. 22) — и провести их разносторонний анализ. На основе такого анализа можно опре­делить и оптимальную величину коэффициента т)?0з, обусловлен­ную совместным действием в подвеске сил трения и амортиза­торов.

В каждом конкретном случае большой интерес представляют условия реализации принципиально достижимых наименьших величин ускорений. Однако высшая теоретически возможная плавность хода ограничена физическими свойствами двухмассо­вой колебательной системы. Чтобы убедиться в существовании

Таких пределов, достаточно рассмотреть амплитудно-частотные характеристики ускорений подрессоренной массы (рис. 26), подробно проанализированные Д. Б. Гельфгатом [9]. Узловые точки Н, разделяющие график на четыре области: Нх — Я2 — низкочастотного резонанса; Я 2—Н3 — межрезонансную; Н3—

Г«17000

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 26. Амплитудно-частотные характеристики ускорений масс:

Подрессоренных прн {Од =10 1/се/с = 67 Мсек

І. = 0; і. — 1 при (о — о) * 11 у в 0>

(О*.

М ’ -3 ‘ Шо У ‘з = ^Т)’ > 1 “ ПРН +•» а °’25:

Б — неподрессоренных (решение получено на АММ для двух характеристик амортиза­торов); / — без разгрузки: к10 = 3*1С; ^1^ «0,12; 2 — с разгрузкой: кКло —

*20 “ см}сек (©0 = 6,8 1 Ісек; <дк — 52 Цсек; хст = 3,2 с. и).

Сплошные линин — прн отсутствии отрывов колес от дороги; штрнх-пуиктирные линии — при отрывах колес от дороги (<70> Яотр)» лннии %тр ограничивают заштрихованную

Отр

подпись: отрОбласть высот неровностей, вызывающих отрыв колес на время і

Я4 — высокочастотного резонанса и Я4 — оо — зарезонансную, определяют вместе с кривыми 1|) = оо в резонансных областях и т|э = 0, в остальных случаях — минимальные величины 2шах. В низкочастотной зоне снижение ускорений достигается увеличе­нием сопротивления амортизаторов; в межрезонансной и зарезо­нансной зонах требуется уменьшение сопротивления амортиза­торов.

49

подпись: 49Особенностью высокочастотного резонанса является то, что для резкого уменьшения пика ускорений кузова между точками Н3 и Н1 достаточно небольшого сопротивления амортизатора.

Таким образом, если исключить случаи очень слабого затухания, то высокочастотные ускорения при отсутствии отрывов колеса от дороги определяются положением узловых точек Н3 и Я4.

Координаты точки Н3 находятся очень просто: i3 =—!/—,

(00 Y fоt

А = ж = О + Координаты точки Я4 могут

Определяться, как показывают подсчеты, по координатам точки Я3: ц як 2i-3 — i3 и z4max ^ 0,95z3 шах. Отсюда следует важное с практической точки зрения заключение, что максималь­ные величины ускорений кузова, характерные именно в зоне высокочастотного резонанса, зависят преимущественно от же­сткости шин и величины подрессоренной массы. И невозможно уменьшить ускорения этих колебаний изменением сопротивления амортизаторов с линейной и симметричной характеристикой. Это положение целиком распространяется, как показывают исследо­вания с применением ЭВМ, и на характеристики амортизаторов с умеренной нелинейностью и несимметричностью, для которых допустима энергетическая линеаризация.

Сопротивление в подвеске, при котором максимумы кривой

Zmax находятся в точках Н2 и Н3 ^по условию = oj, назы­вают предельным, и коэффициент апериодичности для этого слу­чая определяется на основании формулы Гельфгата—Карбона:

■фоз шах = 0>35 "j/" 1 + 2 —.

Предельный коэффициент наиболее целесообразен при мягких подвесках и работе автомобиля в тяжелых дорожных условиях. Последнее одинаково справедливо для автомобилей всех типов. Однако предельные величины коэффициента г|)03тах ^ 0,35 в авто­мобильных подвесках используются сравнительно редко. Это можно объяснить увеличением ускорений в широкой полосе меж- резонансных частот по сравнению с ускорениями при г|)оэ <0,35, учитывая, что ускорения в диапазоне частот 20—40 l/сек хуже всего переносятся человеком.

При установке амортизаторов с эффективными разгрузочными клапанами в значительной мере уменьшается влияние коэффи­циента ^03max, если включение клапана происходит при доста­точно малых скоростях относительных колебаний. Однако амор­тизатор с эффективной разгрузкой не обеспечивает требуемого гашения колебания колес в области высокочастотного резонанса (см. рис. 26, б), вследствие чего резко увеличивается вероятность отрыва колес от дороги и нарушаются требования устойчивости автомобиля. Опасность этого явления тем более значительна, что

Возникновение отрывов колес существенно уменьшает высоко­частотные ускорения (штрих-пунктирные линии на рис. 26) и создает даже у опытного водителя иллюзию хорошей плавности хода и ровности дорожного покрытия. Кроме того, интенсивные высокочастотные колебания колес отрицательно влияют на дол­говечность шин, упругих элементов, деталей рулевого управле­ния, трансмиссии и т. д. Исследования, выполненные Московским карбюраторным заводом (МКЗ) совместно с кафедрой теоретиче­ской механики Московского автодорожного института (МАДИ), показали, что при наличии резиновых втулок в монтажных узлах амортизаторов (жесткость свт = Зн-5сш) в отличие от жесткого крепления (свт = оо) начало отрыва колес возникает при большей (на 10—15%) частоте возбуждения и соответственно сужается полоса частот отрыва. Однако величина т (в %, см. рис. 26, б) при этом остается практически неизменной (т^к l00tOmpa>e: 2я).

В связи с отмеченными выше особенностями и ростом скоростей движения легковых и грузовых автомобилей в последнее время все больше внимания уделяется гашению высокочастотных коле­баний колес и особенно в тех случаях, когда устойчивость движе­ния имеет превалирующее значение над плавностью хода. В не­которых случаях решением этого вопроса может явиться при­менение амортизаторов с kc ^ k0 и Рас ^ Рао.

Выбор оптимальных параметров затухания колебаний авто­мобиля при нерегулируемых амортизаторах всегда решается на основе компромисса между обеспечением наилучшей плавности хода и максимальной устойчивостью. При этом требуется учиты­вать ряд особенностей колебаний автомобиля также и в условиях неустановившихся режимов — преодоление отдельных коротких неровностей, обусловливающих импульсный характер возбужде­ния, и т. п.

Оптимальную величину коэффициента tJj03 многие исследова­тели, начиная с Лера (Германия, 1932 г.), считают равной 0,25. Практика мирового автомобилестроения подтверждает указанную величину. В большинстве случаев т);оэ = 0,2 ч-0,3. При этом меньшая величина характерна для американских легковых авто­мобилей, а большая — для европейских и отечественных. При т|;03 = 0,25 выполняются два основных требования к гашению колебаний в подвеске:

— недопущение раскачивания подрессоренных и неподрес- соренных масс автомобиля последовательно расположенными не­ровностями (недопущение развития резонансов);

— обеспечение минимальных ускорений (плавности хода) при различных величинах частот возбуждения.

Второе требование при tJj03 = const, как показано выше, полностью невыполнимо, так как минимальные ускорения в меж — резонансном и зарезонансном режимах вынужденных колебаний соответствуют ■фоэ = 0. Отсюда следует, что линейная характе — 4* 51

Рис. 27. Оптимальная характеристика за­тухания двухмассовой колебательной системы и возможности ее реализации комбинацией линейных и квадратичных характеристик сопротивления

При х2>1,2л:21. Пример­ный вид такой характе­ристики представлен на рис. 27. Из графика видно, что нет единой ни линей­ной, ни квадратичной ха­рактеристики сопротивле­ния, которая обеспечивала бы при всех режимах ко­лебаний оптимальную ве­личину г|) в подвеске. Ве­личина х20 соответствует допустимым колебаниям в области низкочастотного резонанса подрессоренной массы, а х21 — допустимым резонансным колебаниям неподрессоренной массы.

^фоэ

Дх-

0 при

< лг2 <1 ,2л:21 и

<0

0,8л:2і

Д%э дх„

Но

Ной, например, квадратич­ной характеристикой амор­тизатора на этом участке;

<0 при л:20<л:2<

Ах2

< 0,8х21 — регрессивная характеристика амортиза­тора на этом участке достигается применением разгрузочных клапанов;

Ристика амортизатора %э = const может быть лишь компромисс­ным решением задачи. Правильнее синтезировать для ряда конк­ретных условий оптимальные характеристики затухания, которые отличаются переменной величиной ороз (х2; i0) и определяются

ДФпэ г

Участками: Т— ^ 0 до х2 = х20, что достигается прогрессив­

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ
ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ
ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Единичные и групповые неровности. В реальных дорожных усло­виях неустановившиеся колебания возникают наиболее часто, свободные колебания — реже, обычно при наезде автомобиля на отдельные короткие неровности на относительно ровной дороге. Неустановившиеся колебания слагаются из составляющих с соб­ственными частотами и с частотой возмущающей силы. Состав­ляющие колебания с собственными частотами, постоянными для данного автомобиля, все время существуют и являются главными как по величине амплитуд перемещений, так и по своему «удель­ному весу» среди других видов колебаний. При этом чем мягче подвеска автомобиля, тем чаще колебания автомобиля происходят с собственными частотами, а не со случайно меняющимися часто­тами возмущающей силы [26]. Поэтому колебательную систему автомобиля можно рассматривать как потенциально автоколеба­тельную, у которой колебания с собственной частотой характери­зуются переменными величинами амплитуд перемещений, скоро­стей и ускорений. Главные расчетные режимыдолжны базироваться на наиболее характерных видах колебаний. Кроме того, расчет­ные режимы должны быть определены и по интенсивности или напряженности колебательного процесса. В этом смысле колеба­ния подрессоренных и неподрессоренных масс автомобиля можно рассматривать в первом приближении как непрерывные «резонанс­ные» колебания с переменными амплитудами перемещений, скоро­стей и ускорений. Расчетные режимы должны быть также ограни­чены предельными величинами колебательных параметров, к кото­рым в первую очередь относится скорость колебаний. Относительная

Скорость хг перемещений в подвеске является векторной суммой скоростей перемещений кузова и колес. При этом значение каж­дой из составляющих весьма различно. Высокочастотные колеба­ния колес нередко превышают по абсолютной скорости перемеще­ний соответствующие величины низкочастотной составляющей колебаний кузова. Это связано с тем, что в реальных условиях соотношения амплитуд и частот колебаний кузова и колес таковы,

Чт0 V или I 20)° I <1 21(0’с I —

Отмеченные особенности помогает понять рис. 28. На послед­ней схеме начало отсчета времени специально взято при нулевых значениях скоростей колебаний кузова и колес, чтобы наглядней отразить, что низкочастотная составляющая в основном изменяет распределение скоростей высокочастотных колебаний между отда­чей и сжатием. В меньшей мере значение скорости г влияет на среднее амплитудное значение относительной скорости х2, кото­рая и по частоте изменения соответствует практически высоко­частотной составляющей. Таким образом, амортизатор, будучи включен между двумя массами, колеблющимися с разными ча­стотами, реагирует преимущественно на более высокую частоту

И как бы «не замечает» низкочастотную составляющую. Более того, амортизатор, работающий в системе с двумя степенями сво­боды, собственные частоты колебаний которых существенно раз­личаются, может создавать неустойчивость равновесия низко­частотной системы при интенсивных высокочастотных колебаниях. В связи с этим при полигармонических видах возбуждения и при | > | гсо01 могут возникать условия недостаточности гашения

Низкочастотных колебаний кузова и их усиление. Последнее отно­сится и к продольным угловым колебаниям.

60 ш Усек

А)

Рис. 28. Зависимости параметров колебаний от частоты: а — график изменения амплитуды при одинаковой скорости колебаний; б — схема изме- скорости колебаний при сложении двух основных гармоник (о>0 и колеблющихся масс

подпись: рис. 28. зависимости параметров колебаний от частоты: а — график изменения амплитуды при одинаковой скорости колебаний; б — схема изме- скорости колебаний при сложении двух основных гармоник (о>0 и колеблющихся масс ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Го

подпись: го

Иении относительной

подпись: иении относительной

Для того чтобы установить наибольшие перемещения и ско­рости колебаний, соответствующие допустимым ускорениям под­рессоренной массы, следует обратиться к анализу вынужденных установившихся и неустановившихся колебаний [26]. Макси­мальные ускорения, так же как и максимальные амплитуды пере­мещений, при периодическом возмущении расположены в области резонансных частот (штриховые линии). Однако этого нельзя сказать о единичном возмущении (сплошные линии). В последнем случае большое значение имеет собственная частота колебаний подрессоренной массы. При о)0 < 12 1 /сек можно считать, что максимальные амплитуды перемещений подрессоренной массы соответствуют в основном колебаниям с частотой, близкой к соб­ственной, и ограничиваются ускорениями, допустимыми по усло­виями плавности хода и сохранности груза. В связи с указанным для практических целей удобно использовать график, связываю­щий амплитуды и частоты колебаний, которые обусловливают одинаковую величину ускорений (см. ниже).

Таким образом, для большинства колебаний подрессоренной массы в дорожных условиях допустимо рассматривать

^тах = 2-тах®0 ^ ■^2®0- (^)

При этом критическая амплитуда перемещений определится по величине максимально допустимого (критического) ускорения:

(58)

подпись: (58)%кр

-.2 *

подпись: -.2 *ГКр =

2кр

«о

%Кр —

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

(59)

 

*20‘

 

Первое и основное требование к характеристике амортизатора можно сформулировать, исходя из ограничений, накладываемых

На колебания кузова. Она должна обеспечивать опти­мальную величину ■фоэ в под — веске при всех колебаниях

Кузова с амплитудой г^.гКр и частотой со0. Это требование со­гласуется с требованием недопущения развития резонансных колебаний. Последнее, однако, исключено в реальной действи­тельности и по другим причинам, а поэтому не может служить единственным требованием к характеристике амортизатора.

В настоящее время принято оценивать плавность хода величи­ной вертикальных ускорений, которые действуют на водителя, пассажира и груз. Различают максимальные ускорения гт, действующие сравнительно редко, и среднеквадратичную вели­чину ускорения гсК, определяемую за время движения Т1^:

Многочисленные измерения величины гсК в реальных условиях движения показывают, что для водителя и пассажиров легковых автомобилей характерны ускорения в пределах 0,05^ ^ гсК ^ 0,15£, а для грузовых — в 1,5—2 раза выше. Распределение ускорений при правильно сконструированной подвеске обычно соответствует или близко к нормальному закону Гаусса. В связи с этим наиболее вероятная величина максимальных ускорений составляет ггаах % ЗгсК, т. е. для легковых автомобилей 0,15£^ ^ 2,т, ах < 0,45я и для грузовых 0,3^ < гтах ^ 0,9£.

В первом приближении можно считать, что

%кр — 2Гпах^0,6§’. (61)

В то же время случайные величины ускорений 2гаах могут достигать и превышать величину g. Следует различать, по какой причине это происходит, чтобы обоснованно подходить к выбору момента включения разгрузочного клапана. Возможны два слу­чая: 1) режим движения автомобиля и колебания при ггаах гКр и гтах ^ гКр обусловлены необходимостью и являются в особых условиях закономерными; 2) режим движения при ^гп ах > %кр И 2тах %кр является случайным.

В первом случае, очевидно, необходимо обеспечить оптималь­ную величину г|)оЭ и при г гтах. Во втором случае такая необ­ходимость не возникает. Более того, учитывая отрицательное влияние амортизатора, как усилителя толчков и колебаний в меж — резонансном режиме, необходимо уменьшать затухание (см. рис. 27) Второе требование к характеристике сопротивления амортиза­тора формулируется так: при скорости колебаний больше гКр необходимо снижать темп нарастания усилия сопротивления (см. характеристику затухания на рис. 27).

Представленные положения распространяются практически на автомобили всех типов, предназначенные для перевозки людей и грузов, так как во всех автомобилях пока имеется человек — водитель, который регулирует интенсивность колебаний измене­нием скорости движения, руководствуясь собственными ощуще­ниями.

Указанные величины гкр и гКр соответствуют в основном колебательному режиму, допустимому с физиологической точки зрения, т. е. такой колебательный режим еще вполне допустим и возможен непосредственно в том месте, где располагаются си­денья для водителя и пассажиров в легковом автомобиле или автобусе [40]. При этом допускаем, что сиденья, по крайней мере, не ухудшают колебательный режим человека. Вместе с тем известно, что в то же время колебательный режим над осями автомобиля может быть иным [34] (рис. 30). При учете этих данных для легковых автомобилей возможно увеличение скоро­стей гКр, приведенных к колесу, на 20—30%. Увеличение гКр целесообразно также при расчете характеристики амортизаторов для подвески грузовых и специальных автомобилей, предназна­ченных для плохих дорог. Однако не следует, чтобы гКр было больше 0,5—0,65£.

В большинстве случаев выполнение приведенных требований соответствует выбору относительной скорости х20 = 0,2 — ьО,4 м/сек (см. параметры прямой АВ на рис. 34 в первом квадранте).

При высокочастотном резонансе ускорения подрессоренной массы будут укладываться в допустимые пределы гКр при боль-

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 30. Распределение амплитуд колебаний по длине базы при различных отно­шениях амплитуд колебаний передней ах и задней аъ подвесок:

А — схема колебаний автомобиля; б — зависимость средних величин ас^ от

Шей относительной скорости колебаний х21, которую можно оценить на основании уравнений (55) и (59):

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

(62)

Обычно в подвесках имеет место соотношение х2Х = 2 + 4х20-

Для определения скоростных режимов работы амортизаторов приведенных выше сведений недостаточно, особенно в том случае, когда автомобиль предназначен для эксплуатации в условиях бездорожья. Так, например, из статистического анализа осцилло­грамм относительных перемещений в подвесках легковых и гру­зовых автомобилей, испытывавшихся в различных дорожных условиях, следует, что скорости сжатия в подвеске по абсолют­ной величине часто оказываются больше, чем скорости отдачи. Эта важная закономерность обнаруживается при движении авто­мобиля с эксплуатационными скоростями как с амортизаторами с несимметричными характеристиками, так и при отсутствии в под­
веске амортизаторов, когда силы сопротивления, обусловленные в основном постоянным трением, при отдаче и сжатии практически одинаковы. Отсюда вытекает, что одинаковые скорости сжатия и отдачи в подвеске не равновероятны. Это является одним из следствий односторонней связи колеса с дорогой и значительной жесткости шин, которая намного больше жесткости рессор. Несколько упрощая существо явлений, можно их объяснить тем, что каждый выступ на дороге обязательно заставляет колесо более или менее резко подниматься. В то же время при переме­щении колес вниз (по впадине) — отдача под действием упругой

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 31. Кривые перемещений колеса при движении по единичной неровности (неровность заштрихована):

<дк х; 44 1 /сек; ф/сэ = 0,1 — г — 0.15; — длина неровности

Силы рессор и собственного веса — они не строго копируют про­филь дороги.

Аналогичное явление имеет место и при движении за высту­пом, сопровождающемся отрывом колеса от дороги (рис. 31). Вместе с тем выезд из длинной впадины подобен по своему дей­ствию на систему подвески обкатке колесом выступа. При этом относительная скорость сжатия х2с, приведенная к колесу и до­стигающая в подвесках 2 м/сек и более, может существенно пре­вышать относительную скорость отдачи.

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Где уа — скорость автомобиля ( Т$ = —

подпись: где уа — скорость автомобиля ( т$ = -Чтобы лучше представить характер воздействия коротких препятствий, на рис. 32 изображено изменение параметров коле­баний в подвеске за время ^1,57,; условная частота со*

Ударный импульс, воспринимаемый подрессоренной массой при 10 3 на участке пути вяг «0 за время от 0 до /4, эквивален­

Тен изменению количества движения подрессоренной массы Мг

5

(63)

подпись: (63)

, а 2шах ^ (2′(‘ос1’о +

подпись: , а 2шах ^ (2'('ос1'о +

4,1, Ъ

подпись: 4,1, ъ

Рис. 32. Схема преодоления автомобилем короткой еди­ничной неровности

подпись: рис. 32. схема преодоления автомобилем короткой единичной неровности ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ= М2 — |(Рас + Рг/)Л. о

Можно показать, что г ^ 4 (2я|)ос10 +

+ 1) йг1^о(0° И2~

+ 1) 6г, • 2^о®о-

Сопротивление амортизатора сжа­тию и его увеличение вызывают уве­личение подъема подрессоренной мас­сы, — тем меньше, чем короче неров­ность, — и уменьшение отклонений кузова вниз за препятствием. Вели­чины, характеризующие отклонения неподрессоренной массы и отрыв колес с увеличением силы Рда, также умень­шаются. Однако максимальные вели­чины 2 и 2 возрастают почти пропор­ционально усилению сопротивления сжатию, не исключая при этом случаи пробоя подвески над высокими пре­пятствиями. В связи с этим к сопро­тивлению амортизатора при сжатии в большинстве случаев предъявляется требование ограничения толчков, пере­даваемых на кузов от дороги. Вместе с тем сопротивление сжатию должно быть таким, чтобы возможно дольше сохранялся силовой контакт между шиной и дорогой и колесо катилось без отрыва от дорожной поверхности на переднем склоне неровности. Нако­нец, сопротивление сжатию должно препятствовать значительному опуска­нию кузова за препятствием и предот­вращать удар в органичители хода, т. е. не допускать пробоя подвески за препятствием.

Кхэс

Тв)к

подпись: кхэс
тв)к

0,1-0,15.

подпись: 0,1-0,15.Эти противоречивые требования при нерегулируемом сопротивлении сжатию

Имеют ТОЛЬКО компромиссное решение: =

Альтернативным решением этих проблем могло бы быть созда­ние амортизатора с автоматическим изменением сопротивления сжатию. Например, при постоянно действующем сопротивлении амортизатора сжатию коэффициент г|)к% = 6,1, но после первого сжатия, т. е. после преодоления переднего склона препятствия, сопротивление кратковременно увеличивается (в течение I = = 0,5-1-0,8Т0), чтобы предотвратить падение и удар подрессо­ренной массы за препятствием [18, 19]. Однако такое решение не является общим для разнообразных дорожных условий. Ука­занные особенности колебаний в подвеске накладывают большие ограничения на выбор сопротивления сжатию, когда основным требованием является плавность хода.

И третье требование к характеристике амортизатора часто сводится к тому, что усилие сопротивления сжатию должно быть меньше усилия сопротивления отдаче и обеспечивать вместе с сопротивлением отдаче среднюю величину г|5о3 в подвеске не менее оптимальной (по первому условию). В соответствии с пред­ставленным требованием оптимальная характеристика затухания, показанная на рис. 27, «расслаивается» (штрих-пунктирные и штриховые линии), т. е. для высокоскоростных колебаний, харак­терных преимущественно в межрезонансиых и зарезонансных областях, коэффициенты г|5п3с и характеризуются разными,

Более или менее отдаленными одна от другой кривыми. Но средние арифметические значения коэффициентов сохраняются и соответ­ствуют оптимальным величинам: ароэ = -^°’9С^’пЭо. В боль­шинстве случаев усилие сопротивления сжатию современных

Амортизаторов при х2 ^ х20 в 3—5 раз меньше, чем усилие со­противления отдаче.

Требование несимметричности характеристики амортизатора имеет тем меньшее значение, чем ровнее допожные покоы — тия, чем мягче подвеска автомобиля и шины и чем меньше в подвеске сухое трение. Следует учитывать, что существенная несимметричность характеристики амортизатора и разница в же­сткостях шин и рессор приводит к тому, что при движении по дорогам с большим числом близко расположенных копотких не­ровностей кузов и колеса автомобиля сближаются. Кузов опу­скается несколько ниже своего статического положения равно­весия, а колеса стремятся занять несколько болео высокое поло­жение, однако последнее проявляется менее отчетливо. Изменение динамического положения равновесия кузова, способствуя повы­шению устойчивости автомобиля, увеличивает вместе с тем ве­роятность пробоев в подвеске [33].

Таковы кратко особенности вертикальных колебаний кузова и колес автомобиля, которые необходимо учитывать при выборе характеристик сопротивления амортизаторов.

Рассчитать характеристику современного нерегулируемого в дорожных условиях амортизатора подвески — это значит опре­делить прежде всего основные требуемые параметры силы сопро­тивления: 1) средний коэффициент сопротивления на начальном участке; 2) — скорость колебаний, при которой должны вклю­чаться в работу разгрузочные клапаны; 3) — несимметричность характеристики на начальных участках; 4) — силы сопротивле­ния, соответствующие началу открытия разгрузочных клапанов.

Указанные параметры сил сопротивления являются обобщен­ными и приведенными к колесу, т. е. не учитывают особенности установки амортизатора в подвеске: на рычаге, под углом и т. п. Поэтому заключительной операцией расчета является перестрое­ние характеристики силы сопротивления, приведенной к колесу, в характеристику собственно амортизатора.

До последнего времени расчет характеристики амортизатора если и производился, то основывался на весьма упрощенных предпосылках. Считалось, что достаточно обеспечить сопротив­лением амортизатора затухание колебаний подрессоренной массы при г|)оэ = 0,2-н0,3, чтобы решить задачу подбора амортизатора, в том числе и в отношении неподрессоренных масс. Совершенство­вание подвески сделало очевидными недостатки слишком упро­щенных методов расчета и обусловило появление новых более точных. Большое распространение получают методы электро­моделирования колебаний и анализа нелинейных систем. Из опыта применения ЭВМ следует, что они дают наибольший эффект, когда есть исходные характеристики системы и ее элементов, которые с помощью ЭВМ можно неограниченно совершенствовать. Последнее связано с введением автоматического регулирования как отдельных элементов, так и всех характеристик системы в целом.

Ниже рассматривается один из уточненных инженерных ме­тодов расчета исходной характеристики амортизатора, учиты­вающий современные представления о колебаниях в подвеске и оправдавший себя на практике. Для расчета необходим минимум сведений о подвеске, которыми конструктор обычно располагает уже на стадии проектирования автомобиля.

Определение необходимого среднего коэффициента сопротив­ления в подвеске — при работе амортизатора на начальном участке характеристики—производится по следующей формуле, полученной из выражений (43) и (46):

К’ир = г|)оэМсо0 или кСр = , (64)

V гСт

Где Єм — полный вес подрессоренной массы, приходящейся на соответствующую подвеску, в т;

Гст — статический прогиб упругого элемента подвески; коэф­фициент 10 учитывает размерность величин G„ и гст и соответствует — гроз = 0,31; <о0 =6-5-12 рад! сек

(табл. 2).

Марка

Тип

Порожний

Груженый

Спе­

Реди

Сзади

Спе­

Реди

Сзади

«Запорожец» (1963 г.)

126

120

106

100

Трабант

Микролитражные

135

131

129

113

Фиат 600

161

110

127

84

Цундапп Янус

120

126

97

116

«Москвич-407»

84

85

78

76

«Москвич-408»

84

80

77

75

Фольксваген (1961 г.)

Малолитражные

91

105

70

88

Дина Паиар

80

90

72

74

Форд Таунус 12М

88

107

80

82

В(артбург (1962 г.)

138

107

127

84

«Победа»

82

84

75

86

«Волга»

80

78

72

69

Оппель рекорд

Среднего литража

73

97

66

71

Мерседес-300

67

70

Ситроен ДС-19

53

56

48

48

ЗИЛ-111

66

65

63

60

57*

64*

Мерседес-600 (1963 г.)

Большого

60

68

И2

72

ЗИЛ-114

Литража

59

65

58

60

Линкольн-К (1965 г.)

63

65

61

61

* Пневматическая диафрагмениая подвеска с регулированием;

В числителе

Цифры соответствуют «мягкой», в знаменателе—«жесткой» регулировкам; последняя

Связана с увеличением дорожного просвета на 40 мм.

Таблица 2

Собственные частоты колебаний кузова легковых автомобилей в кол/мин в зависимости от нагрузки

С помощью рис. 33 можно найти необходимую величину &іср при известных параметрах подвески: п и г|)оэ. Полученная

Величина кСр не может быть использована непосредственно для задания характеристики амортизатора, так как при помощи формулы получаем суммарную величину і|з09, учитывающую действие всех сил сопротивления и в том числе амортизаторов. Силы постоянного трения и сопротивления амортизатора необ­ходимо разделять, учитывая различное действие этих сил в под­веске, различные зависимости обусловленных ими парциальных
величин г|) от параметров колебаний (см. рис. 21) и необходимость обеспечения оптимальной величины г|)оэ в диапазоне относитель­ных скоростей колебаний, соответствующих г zKp при со0.

В первом приближении с помощью номограммы (рис. 34) определяют средний коэффициент сопротивления амортизатора с квадратичной характеристикой на начальном участке. В первом квадранте помещают график zKp = f (со0) при z = const. Вы­бранные по этому гра-

, ** нг1ГП кГсек/iM

Рис. 33. Средние коэффициенты сопротивле­ния для различных подрессоренных масс и собственных частот колебаний при = = 0,31

подпись: 
рис. 33. средние коэффициенты сопротивления для различных подрессоренных масс и собственных частот колебаний при = = 0,31
Фику параметры zKp и х20 р должны быть уточнены и приведены в соответст­вие с компоновкой авто­мобиля и расположением сидений вдоль базы (см. рис. 30). Такое уточнение не требуется только для передних подвесок авто­мобилей типа ГАЗ-66,

МАЗ-500 и др. с располо­жением сиденья водителя над осью передних колес.

Прямую АВ используют преимущественно для рас­чета амортизаторов легко­вых автомобилей.

Во втором квадранте

Кривая зависимости i|50 =

подпись: кривая зависимости i|50 =В координатах х20—ор 0 располагают гиперболы, соответствующие различ­ной величине трения в под­веске. Здесь же показана

Которая может оказаться полезной при непосредственном исполь­зовании экспериментальных данных, полученных испытаниями автомобиля па свободные колебания без амортизаторов. При этом величину Аг за первый период колебания следует относить к ве­личине гКр, найденной из первого квадранта. Отсюда следует, что при испытаниях на свободные колебания желательно подтягивать кузов вниз на величину г, которая была бы не меньше, а еще лучше — равна гКр + 0,5Дг.

По величине Аг или по отношению определяют коэф-

£кр

Фициент г|)0, обусловленный действием сил трения. Если он недоста­точен для гашения колебаний кузова, то необходимо установить амортизаторы, которые должны обеспечивать дополнительное затухание, оцениваемое коэффициентом л|за2 ^ ^оэ—^0- Графи­ческое вычитание величины ор0 из оптимальной величины г|)оэ про­
изводят в третьем квадранте. С этой целью одинаковые величины ■ф0 на координатных осях третьего квадранта соединяют прямыми линиями, с помощью которых производят дальнейшее построение.

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

lre} ОА 0,3 0,1 0,1 4гаг 0,015 0,05 0,075 0,1 кг„ кГсек2/см*

Рис. 34. Номограмма для определения среднего коэффициента сопротивления квадратичной характеристики амортизатора с учетом постоянного трения в под­веске:

I — г — 1,0 g; 2 — zKp = 0,65 g; 3 — z — 0,5 g; 4 — z — 0,15 g 5 — zna — 1100 (кри­вая 5, по Джейнуэй, ограничивает зону комфорта)

Для примера на рис. 34 показано стрелками, как можно опре­делить величину k^p для случая zKp^a 0,6g при оз0 = 10 рад/сек и t|)0 ss 0,07. Сначала в первом квадранте через заданную точку <м0 проводят вертикаль до пересечения с кривой гкр и определяют критическую амплитуду колебаний подрессоренной массы гКр ^ х20, проектируя точку пересечения на ось ординат. Это позво­

Ляет установить величину г|э0 по кривым во втором квадранте,

С* ^

Когда известна величина Аг — 4———— .

Ср

Далее вертикаль, проведенную через ось а])0, продолжают в третьем квадранте до пересечения с прямой, соответствующей заданной величине а])оэ. Через точку пересечения проводят гори­зонталь до пересечения с прямой, соответствующей значению гКр, полученному в начале построения. Проектируя полученную точку на нижнюю горизонтальную ось четвертого квадранта, находят величину &2М для М = 1. Чтобы определить требуемое значе­ние к^ср для конкретного случая, достаточно умножить &2М на соответствующую величину массы подрессоренной части. Нетрудно убедиться, что одновременно определяется и скорость, при кото­рой должны включаться разгрузочные клапаны: гКр = гКр о>0 ^ ~ Х20-

Среднюю величину коэффициента сопротивления квадратичной характеристики амортизатора, приведенной к колесу, можно определять также по следующей формуле, полученной на основа­нии выражений (39) и (64) и представляющей собой преобразование разности средних мощностей:

И _ 1,5г|)озМсо0 2Рт _ 1,5г|)0эА1 2/^ /ссч

«2• "2 • ‘2 ‘ V00/

Х20 дг20 *20 *20

Из номограммы и последней формулы получают величину к^р для одного амортизатора в предположении, что в подвеске их два. Если в подвеске устанавливают четыре амортизатора (на­пример, в автобусе «Турист» ЛАЗа), то величина к^ должна быть уменьшена соответственно в 2 раза. Аналогично этому и сила Рт в последней формуле является приведенной к колесу.

Из формулы (65) видно, что при Рт 5* 0,75г|;0ЭЛ1(о0х20 имеем кгсР = 0- Из этого, однако, не следует, что амортизатор в под­веске не нужен. Если затухание колебаний кузова может совер­шаться за счет сил сухого трения, то для надежного гашения коле­баний колес этих сил, как правило, совершенно недостаточно.

При увеличении х20 указанное соотношение изменяется вслед­ствие того, что сухое трение обусловливает типичную для неустой­чивой системы характеристику затухания ^г2-<о|. Поэтому

Для обоснованного выбора параметров характеристики аморти­заторов необходимо возможно точнее определять затухание в под­веске, обусловленное действием сил трения и других сил сопро­тивления — при отсутствии амортизаторов. Для определения характера затухания колебаний в подвеске наиболее доступны динамическое испытание подвески на свободные колебания и стендовые испытания автомобиля на установившиеся колебания. При этом необходимо учитывать отмеченную выше разницу

5

65

подпись: 65А. Д. Дербаремдикер
величины^ при свободных и вынужденных колебаниях (см. рис. 16). В случае отсутствия точных данных используют данные стати­ческой тарировки рессор (подвески), определяющей силу трения покоя Ртп. При колебаниях действует в основном сила трения скольжения Ртс, а в момент неремены направления движения и блокировки действует сила трения покоя, вызывающая «при­хватывание» при низкочастотных колебаниях. Массы Мит «разъединяются», когда при ускорении колебаний г ^ гх будет

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 35. Различные характеристики и диаграммы силы треиия:

1 — сухое трение покоя больше силы треиия скольжения; 2 — постоянное трение (закон Кулона), не зависящее от х; 3 — межмолеку — лярное тренне (в резине и пластиках), полу­сухое и сухое трение в условиях вибраций

подпись: рис. 35. различные характеристики и диаграммы силы треиия:
1 — сухое трение покоя больше силы треиия скольжения; 2 — постоянное трение (закон кулона), не зависящее от х; 3 — межмолеку- лярное тренне (в резине и пластиках), полусухое и сухое трение в условиях вибраций
Иметь место неравенство Мг — тгх Ртр. «Зона за­стоя» или «слипание» [49, 61 ] зависит в большей мере от силы трения покоя, а в гаше­нии колебаний при больших амплитудах отклонений при­нимает участие в основном сила трения скольжения Ртс 0,5+ 0,7Р^. Это необ­ходимо учитывать при расче­тах. Кроме того, в условиях высокочастотных колебаний и вибраций, когда скорость вибраций соизмерима со ско­ростью основных колебаний, сила трения проявляется значительно слабее, чем при отсут­ствии вибраций («сглаженные» кривые 3 на рис. 35).

При определении &20 и кгс по величине к^р необходимо учи­тывать, что несимметричность характеристики амортизатора опре­деляется не только требованиями плавности хода, но и особен­ностями его конструкции и рабочего процесса. Так как эти во­просы подробно рассматриваются ниже, ограничимся только замечанием, что для большинства двухтрубных телескопических

Амортизаторов отношение следует выбирать несколько

&2 С

Меньше (на 10—15%), чем отношение разности площадей поршня и штока к площади штока — Рп~?ш , Следовательно, можно

1Ш /

Написать:

Й > 2кгср и & -2& — & (66)

«21=^ 1-^ 0 9/ 20 — 2ср ^

На этом заканчивается первая весьма ответственная половина расчета характеристики сопротивления в подвеске.

Заметим, что для удовлетворения основных требований, опре­деляющих оптимальные характеристики затухания в подвеске, необходимо стремиться к получению квадратичной характеристики

Сопротивления амортизатора — при малых скоростях относитель­ных колебаний в подвеске (х2 ^ х2о). Несимметричность харак­теристики на начальных участках не имеет решающего значения, если выбор не связан со снижением инерционного сопротивления (см. ниже). Разгрузочные клапаны начинают открываться при

Рас == ^2с * Л-20 И Р ао == ^20^20* (67)

При дальнейшем расчете необходимо учитывать требование уменьшения темпа нарастания усилия сопротивления при х2 > х20. Пределом ограничения силы сопротивления можно считать харак­теристику с постоянными усилиями (рис. 36, а), если скорости колебаний больше х, п, т. е. Р„„ = Р’ = const и Р„„ = Р’ —

20’ ас ас ао ао

= const.

В то же время характеристика затухания изменяется не так резко. Рассмотрим для линейного и квадратичного законов сопро­тивления два предельных случая: 1) амортизатор имеет разгру­зочные клапаны; 2) амортизатор не имеет разгрузочных клапанов. Коэффициенты относительного затухания найдем по табл. 2.

Для линейной характеристики сопротивления

*1*20 (2*2 — *2о) ,СО

‘I’al =——- — ; (оо)

/ИС0.Г2

Для квадратичной характеристики

Ф _ 1,33Fe2Jc20 (1 ,5х.2 — х20) (69)

А Мтх

Коэффициенты о|)а1 и г|)а2 действительны при х2 > х20.

Во втором случае, т. е. при отсутствии разгрузочных клапанов, характеристики сопротивления при х2 > х20 подчиняются тому же закону, что и при х2 <*20. На рис. 36, б, в представлены результаты расчетов по последним формулам. Линии АС и АЕ характеризуют полную разгрузку, линии АВ и AD — отсутствие разгрузки соответственно для линейного и квадратичного законов сопротивления. Таким образом, все промежуточные клапанные характеристики обусловливают нахождение величины о|эа в области АСВ и АгС1В1 для линейной характеристики и в области AED и A1E1D1 —для квадратичной соответственно для сопротивления отдаче и сжатию.

На рис. 36 достаточно отражены общие закономерности для большинства подвесок автомобилей. Графики показывают, что пол­ная разгрузка, значительно уменьшая силу сопротивления, мало изменяет коэффициент а])о1 при х2 > х2П по сравнению с коэффи­циентом о|)а1, который обеспечивает линейная характеристика амортизатора без разгрузки. В отличие от линейного закона

Величина а]эа2 для квадратичного сопротивления даже при х2 = =* 2х20 не выходит за пределы при х20, так как линейная и квадра­тичная характеристики, эквивалентные по величине а|5 в точке сравнения А, имеют различные силы сопротивления: Рач = = 1,5Яа1. Из этого следует, что для квадратичной характеристики сопротивления начало разгрузки (по скорости) допустимо назна­чать и при х2 <С*20. Вместе с тем для обеспечения квадратичной характеристики особенно необходим эффективный разгрузочный

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

Рис. 36. Характеристики сопротивления типа «насыщение» и соответствующие им характеристики затухания:

А — линейный и квадратичный законы сопротивления на начальном участке с «насыще­нием* при 2* > Хг0; б — характеристики затухания для линейного закона; в — то же для квадратичного закона; / — с «насыщением»; 2 — без разгрузки

Клапан, чтобы снизить темп нарастания силы сопротивления при увеличении скорости относительных перемещений в подвеске.

Исходя из особенностей оптимальной характеристики затуха­ния и вытекающих из нее требований к характеристике аморти­затора, расчетное определение коэффициентов сопротивления ккло и кклс на клапанных участках можно выполнять, придер­живаясь следующих условий:

1) сопротивление отдаче на клапанном участке не должно увеличивать коэффициент г]),,,, в подвеске сверх г|)аЛо в точке сравнения А;

2)

0,08), т. е. (70)

подпись: 0,08), т. е. (70)Сопротивление сжатию должно обеспечивать в подвеске коэффициент ■фвст1п» соответствующий безотрывному качению ко­лес до вершины выступа (обычно 0,03 ‘Фагт1и

И ^ аАо^ах 1,33/г20*20 (1 >5*2 *2о)

(*2 — *20)2 тп^<ВЛ’2 1 >33^2^*20 0 >5*2 *2о)

Из выражений (70) и (71) видно, что, выбирая разную вели­чину закритической скорости колебаний х2, будем получать раз­личные величины ккл ю max и kKAcma. В СВЯЗИ С ЭТИМ Необходимо знать реальные величины максимальных скоростей относитель­ных колебаний в подвеске. В проектных расчетах можно прини­мать: ДЛЯ отдачи Xjmax = 5-f-6*20 И ДЛЯ сжатия Х2Стах — 7 — v-8Xj0. Так как определение величин kKJl0 и кклс зависит от других сил трения в подвеске, нужно пользоваться при расчете коэффициен­тами tyaAo и ^acmln — Но при увеличении х2 влияние постоянного трения непрерывно уменьшается, что особенно заметно по высо­кочастотным колебаниям колес. Поэтому желательно увеличе­ние a])a в области второго резонанса (см. рис. 27). Осуществить такое увеличение я|за можно путем выбора кКл2, — квадратичных законов сопротивления на клапанных участках характеристик

Амортизаторов, — при — 5= 8. Но возникающие в таких слу-

©о

Чаях затруднения с ограничением усилий сопротивления в заре — зонансной области частот не имеют пока удовлетворительного конструктивного решения.

Известные рекомендации относительно выбора силы сопротив­ления амортизатора Р’а по величине создаваемого ею ускорения

Zmax: 2Ра (0,5 — 0,65) gM или в другой интерпретации Ра = = 0,20—0,25GM, не учитывают того обстоятельства, что при увеличении х2 (в межрезонансной области, в области второго резонанса и особенно при единичном зарезонансном возбуждении) сила сопротивления возрастает в соответствии с законом измене­ния на клапанной ветви характеристики. Так как реализовать простыми конструктивными средствами в гидравлических аморти­заторах характеристики типа «насыщения», Ра = Р’а = const, практически невозможно, то следует ставить иное условие: при вероятных х2 тах > х20 сила сопротивления амортизатора не должна превышать величину РаСтах, создающую ускорение:

TOC o "1-5" h z Zmax = —ИЛИ Растах < Ус2кРМ-‘ (72)

Коэффициент запаса ус < 1 учитывает, что ускорение создается не только амортизатором, но и упругим элементом и силой тре­ния Fm. В первом приближении величину ус можно оценить на

„ • •• 4-5-6

Основании выражении zs и zs : при ударе ус ^ .

©о

Положим, что характеристика сопротивления при сжатии линейна, тогда из условия (72) найдем (рис. 37)

Лх

1 В общем случае 1П = —р—, где х2 — йхп

И кузова; хп— ход поршня амортизатора.

Относительное перемещение колеса

Обычно величина ^осшах оказывается несколько больше, так как

Р Р-.

На начальном участке характеристики до х2о имеем :

 

ОСНОВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ АВТОМОБИЛЯ И НАЗНАЧЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ

И,

Шении плеч рычагов где 1г — расстояние от центра

2

Качания рычага до колеса, а 1г — расстояние от центра качания

До точки крепления амортизатора. При этом іп = , где

А — угол наклона амортизатора к вертикали. Таким образом, когда іпФ 1, характеристика собственно амортизатора, например с квадратичным законом на начальном участке и с линейным — на клапанном, будет определяться следующими выражениями:

Раі = к2$; кг1 = к2-?п ип^пг(;, (75)

Раі = ЬА> + ккли К — и«2о)’- Ьыи = к*л/п ПРИ > »»ИГ (76)

Комментарии запрещены.