Запорожец  Издания 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 [ 9 ] 10 11

в табл. 5.1 приведены данные о ходах колес и коэффициенте динамичности для некоторых автомобилей многоцелевого назначения. Из таблицы видно, что полные хода колес - соответственно передних и задних - изменяются в сравнительно ограниченных пределах, за отдельными исключениями; различие в ходах передних и задних колес объясняется неодинаковой нагрузкой, которая воздействует на них. Рабочие хода значительно меньше клиренса, т. е. остается запас порядка 200 мм; коэффициент динамичности находится в пределах 1-2 (кроме автомобилей ЗИЛ, где он выше).

Таблица 5.1

Хода колес автомобилей многоцелевого назначения

редияи подвесы

Задний подв.;сха

Модель

МВ1Ч1МобЛЯ

Стьтичекий х<<л, мм

Рабочий код, мм

КпЭ()фици.;11Т динамичности

Статический

ход, ММ

Рабочий ход, ММ

Ко.«1)ф1Циент динамичности

Клиренс, ии

ГЛЗ-66 ЗИ.Л-=.7К.....

0,955

1,06

ЗИЛ-ЬЧ!

У«

1,0.4

2,3 ! 330

Урал-.Ч75

0.915

а5

1,63

КрЛЗ-214Б

«0

0.У75

5.3. ЧАСТОТЫ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ КОРПУСА

Как уже указывалось, частоты собственных колебаний корпуса представляют собой важные обобщающие параметры, оказывающие влияние на совокупность свойств, по которым оценивается плавность хода автомобиля.

Частоты собственных колебаний могут быть определены опытным путем или расчетом.

При опытном определении импульс, вызывающий колебания, может быть приложен непосредственно к корпусу автомобиля либо серия импульсов передана, например, через колеса проездом единичной неровности. Самопишущая аппаратура запишет колебания корпуса, продолжающиеся после прекращения действия импульсов; обработка записей позволит определить частоты колебаний. Некоторые погрешности внесут колебания корпуса в других (помимо продольной) плоскостях, однако ими можно пренебречь ввиду сравнительной незначительности этих колебаний.

Расчетное определение частот собственных колебаний основывается на анализе дифференциальных уравнений движения корпуса автомобиля. В качестве допущений принимается независимость колебаний в продольной вертикальной плоскости от других видов колебаний, отсутствие возмущающих сил, уравновешенность продольных сил, приложенных к корпусу, и их моментов. Кроме того, характеристики всех подвесок считают линейными.

При этих условиях анализ уравнений дает следующие значения частот собственных колебаний:

К1 - 2

+ pq.

+ pq.

(5.16)

(5.17)

В этих формулах обозначено

1 = п 21 ci 1 = 1

м •

i =11

2 X Ci а?

1 = 1

ly i = II

2 ciai I = 1 M i = II

2 ciai 1 = 1 Iv

(5.18)

где n - число колес одного борта (предел суммирования); Ci - жесткость подвески;

М - подрессоренная масса корпуса автомобиля;

&\ - расстояние от центра тяжести до оси колеса;

1у - момент инерции корпуса относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести корпуса.

Таким образом, частоты собственных колебаний представляют собой сложную функцию ряда конструктивных факторов, в числе которых основную роль играют масса и момент инерции корпуса, способствующие уменьшению частот, а также жесткость, способствующая их увеличению.

Для анализа формул (5.16) и (5.17) возьмем случай, когда Е Ci aj = 0. Тогда коэффициенты связи pnqобращаются в нуль и формулы (5.16) и (5.17) примут вид

22 Зак. 77



к; = U.

Обозначив ki отбрасываем)

= kz и ki = кф, получим (отрицательные корни

Vi = n

Л / 2 X Ci

k,= V LJ--J

(5.19)

Частоты kz и кф называются парциальными (частными) частотами колебаний. Можно представить корпус автомобиля, совершающим продольные угловые колебания вокруг двух центров колебаний: одного, совпадающего с центром упругости (тяжести), и другого, отнесенного в бесконечность. Тогда физически парциальные частоты соответствуют колебаниям относительно первого (кф) и второго (kz) центров. Очевидно, во втором случае вертикальные перемещения всех точек корпуса одинаковы и равны перемещениям центра тяжести, т. е. это частота вертикальных колебаний.

Как следует из формул (5.19), квадрат парциальной частоты kz пропорционален суммарной жесткости и обратно пропорционален массе корпуса автомобиля. Если жесткости всех подвесок одинаковы, то после преобразования получим

kz =

i = п Z hei 1 = 1

где g - ускорение силы тяжести; hei - статический ход колеса, i = 1

Z hei

~ - через he. ер., получим простую зависимость.

Обозначив

связывающую частоту собственных вертикальных колебаний непосредственно со средним статическим ходом колеса he. ср.:

(5.20)

Квадрат парциальной частоты угловых колебаний пропорционален жесткости и обратно пропорционален моменту инерции корпуса 1у. Кроме того, он зависит от расстановки колес (расстояний aj). Однако даже при максимальном сближении средних колес четырехосного автомобиля частота снизится не более чем на 5% против равномерной расстановки колес.

Момент инерции корпуса автомобиля приближенно можно определить по эмпирической формуле

1у = AML кгс-м-сек, (5.21)

где А - опытный коэффициент, равный для большинства автомобилей 0,13-0,22 (так, для КрАЗ-214 он равен 0,16, для ГАЗ-66 - 0,2);

М - подрессоренная масса автомобиля, кгссек2/м};

L - база автомобиля, м.

Двухосные и трехосные автомобили. Для двухосного автомобиля, так же как и для многоосного, рассматривать вертикальные и угловые колебания независимо друг от друга можно, если коэффициенты связи равны нулю, т. е. при I ci а; = 0. Для этого требуется, чтобы

ciai = С2а2. (а)

Это условие может быть распространено и на трехосные автомобили с балансирной подвеской задних осей, применяемой на большинстве современных трехосных автомобилей: взамен а2 следует поставлять координату тележки ат, взамен С2 - приведенную жесткость по тележке с.

У двухосных и трехосных автомобилей условие (а) часто не выполняется, как это видно из табл 5.2, при этом наблюдается значительное изменение соотношения величин ciai в зависимости от нагрузки автомобиля.

Так, у ненагруженного автомобиля ЗИЛ-131 - = у груже-

Ст а Уо

ного - Поэтому независимое рассмотрение вертикальных и угловых колебаний в общем случае было бы неправильным.

Таблица 5.2

Основные параметры подвески автомобилей

Передняя подвеск).

Задняя подвеет.

Модель автпмобкля

Координата ai, см

Жесткость, кгс/см

Координата ai, см

Жесткость, кгс/см

бел груза

с групон

рессоры Сш1

шины Сш1

без грума

с гру.-юи

рессоры С1

шины Сш1

ГАЗ-66

ЗИЛ-157

ЗИЛ-1.41

27.3

Урал-375

МАЗ-502





Рис. 6.9 Приведенная двухмассовая схема подвески

Однако, как показывают исследования, существует другой способ упростить определение частот. Возможность его использования зависит от величины коэффициента распределения масс автомобиля бу, характеризующего зависимость между массой, координатами центра тяжести и моментом инерции корпуса:

еу = .-У (5.22)

Mai аг

Если коэффициент распределения Еу находится в пределах 0,8- 1,2, что, как следует из табл. 5.3, справедливо для груженых автомобилей и многих ненагруженных, то реальная схема колеблющегося корпуса двухосного автомобиля может быть заменена эквивалентной схемой, состоящей из двух масс Mi и Мг, расположенных по краям базы (т. е. над осями колес) и совершающих только вертикальные колебания (рис. 5.9).

Таблица 5.3

Распределение подрессорных масс и парциальные частоты вертикальных колебаний автомобилей

Модель явтомо-бнля

Распре масс (кгс сгр

деление • сек/ы) /аом

Отношение 1, : М

Коэ<к1)ициент распределения е.

Частота колебании, рад/сек

беа груза

с грузом

без груза

с Гру.-ЮМ

ГАЗ-в6

2,13

0,92

0,96

12,1

11,5

ЗИЛ-157

0,73

0,93

14,3

15,0

ЗИЛ-131

2,65

0,75

0,93

12,6

12,6

Урал-.-)?,";

• 3,65

0,85

1,08

11,3

10,5

МАЗ-502

3,84

0,76

0,81

Разумеется, физически это не означает, что части корпуса колеблются независимо одна от другой. Это значит лишь, что у соответствующих точек корпуса вертикальные перемещения и их производные (скорости и ускорения) в результате совместного воздействия вертикальных и угловых колебаний будут такими же, как у самостоятельных масс, сосредоточенных в этих точках.

В этом случае собственные частоты колебаний масс Mi и Мг равны парциальным частотам:

- Ml %с. •

•" - М2 " he, •

(5.23)

Эти формулы аналогичны формуле (5.20).

Приведенные массы находятся из уравнений равновесия корпуса:

Ml = М , Мг = М .

(5.24)

Приведенные в табл. 5.3 значения парциальных частот свидетельствуют, что для разных марок автомобилей диапазон частот ограничен довольно узкими пределами - 10-15 рад/сек; для одного и того же автомобиля различия в частотах для передней и задней осей невелики.

Влияние упругости шин. Выше при определении частот собственных колебаний мы пренебрегали упругостью шин. Такое допущение достаточно Справедливо при условии, что жесткость шин превышает жесткость подвески в 8-10 раз. Из табл. 5.2 следует, что у грузовых автомобилей шины имеют жесткость, лишь в два-четыре раза большую, чем у подвески. Пренебрежение их упругими свойствами может дать значительную погрешность.

Для выяснения влияния упругости шин рассмотрим схему, состоящую из двух масс - Мит; между этими массами имеется жесткость с (подвески), между массой га и дорогой - жесткость Сц, (шины) - рис. 5.10, а.

Исследования собственных колебаний этой системы показывают, что обе массы совершают сложное колебательное движение, характеризуемое двумя частотами: низкой и высокой. При этом для массы М на амплитуды низкочастотных колебаний накладываются высокочастотные составляющие, для массы m - наоборот (рис. 5.10, б).

Парциальные частоты соответствующих колебаний определяются из выражений:

с -НСц

(5.25)

При сш = 4с и га = 0,2М получим кв = 5кн.

Действительные частоты несколько отличаются от парциальных, однако этим различием можно пренебречь.



0 1 2 3 4 5 6 7 8 [ 9 ] 10 11
Шины грузовые купить. Доска объявлений шина trumptyre.ru.