Оценка эффективности пневматической подвески автобуса

В настоящее время при создании новых моделей транспортных средств большое внимание уделяется обеспечению комфортных условий на месте водителя и в пассажирском салоне. В частности, вибрационная нагруженность должна быть минимальной и соответствовать требованиям нормативных документов [1]. В отличие от рабочего места водителя, в пассажирском салоне невозможно использовать специальные виброзащитные сиденья. В связи с этим в таких машинах необходимо использовать совершенную систему подрессоривания, обеспечивающую необходимый низкий уровень вибраций.

Проектирование традиционных систем подрессоривания, включающих гидравлические амортизаторы и упругие элементы в виде рессор или пружин, хорошо освещены в многочисленных литературных источниках [2–5]. Однако выбор характеристик таких систем всегда является компромиссным и часто не обеспечивает требуемую плавность хода транспортного средства. В связи с этим в настоящее время находят применение более сложные системы, включающие управляемые упругие или демпфирующие элементы.

В ряде работ [6–8] предложено использовать амортизаторы с несколькими характеристиками, переключаемыми в соответствии со специальным алгоритмом в процессе движения. Для управления усилиями, создаваемыми гидроамортизаторами, может, в частности, использоваться магнитная жидкость [9].

Использование гидропневматических систем подрессоривания [10, 11] позволяет существенно снизить колебания корпуса. Однако существенными недостатками подобных систем являются высокая сложность, низкая надежность и высокая стоимость.

Использование активных систем подрессоривания, включающих специальные приводы в подвесках, позволяет практически полностью исключить колебания корпуса [12–15]. Недостатком таких систем является высокая сложность и стоимость, а также высокое потребление энергии при работе приводов.

Перечисленные выше активные и регулируемые системы подрессоривания вследствие своих недостатков применяются достаточно ограниченно. В то же время получают распространение более простые системы с пневматической рессорой в качестве упругого элемента [16–19]. Такая подвеска по сравнению с традиционной обеспечивает лучшую плавность хода и путем изменения количества воздуха в рессоре позволяет оперативно изменять положение корпуса машины.

Данная статья посвящена результатам ходовых испытаний автобуса на базе полноприводного автомобиля «Урал» с пневматической рессорой в подвеске (рис. 1).

Рис. 1. Общий вид автобуса на базе автомобиля «Урал»

Fig. 1. General view of the bus based on the URAL vehicle

Автобус построен на базе автомобиля «Урал», имеющего колесную формулу 6×6. Для переднего моста использована штатная подвеска. Подрессоривание среднего 4 и заднего 3 мостов изменено по сравнению со штатным (рис. 2). В качестве упругих элементов использованы пневматические рессоры РОСТАР 6 и 10, вертикальный ход которых ограничен тросами 5 и 9. Мосты крепятся на лонжеронах 2 и 8 с помощью расположенных встречно продольных рычагов 7 и 11, которые жестко связаны поперечными рычагами 1 и 14.

При проектрировании машины предполагалось, что использование описанной системы под-рессоривания позволит как снизить вибрационную нагруженность в пассажирском салоне и на рабочем месте водителя, так и использовать колеса и шины увеличенных размеров.

Рис. 2. Система подрессоривания среднего и заднего мостов с встречным расположением направляющих рычагов и пневматическими упругими элементами

Fig. 2. Suspension system of the middle and rear axles with opposite arrangement of guide levers and pneumatic elastic elements

Для проверки эффективности подрессоривания в соответствии с «Программой и методиками исследовательских испытаний автобуса» были проведены ходовые испытания. При испытаниях автобус двигался по грунтовым дорогам 4–5-й категорий, имеющим выбоины, со скоростью 20 км/ч. Для каждого заезда использовались участки длиной 800 м.

Материалы и методы

Оценка вибронагруженности кузова, пассажирского салона и рабочего места водителя автобуса проводилась по уровню виброускорений в вертикальном направлении. На рабочем месте водителя также измерялись виброускорения в продольном и поперечном направлениях; эти виброускорения сравнивались с виброускорениями неподрессоренных масс. Было использовано 8 датчиков-акселерометров.

Датчик Д1 установлен на переднем мосту; датчик Д2 – на лонжероне над передним мостом; датчик Д3 – на полу кабины под сиденьем водителя; датчик Д4 – на неподрессоренных массах левого борта среднего моста. Датчик Д5 установлен на лонжероне (в зоне среднего моста, вдоль левого борта) и контролирует уровень виброускорений в пассажирском салоне. Датчики Д6, Д7, Д8 установлены на сиденье водителя в регистрируют виброускорения в в продольном, поперечном и вертикальном направлениях соответственно.

При регистрации данных и их обработке использовались следующие параметры: время преобразования АЦП (шаг по времени) Δt = 0,0009375 c; число отсчётов N = 216 = 65536; длина интервала наблюдения T = 61,44 c. Фрагменты осциллограмм сигналов в качестве примера приведены на рис. 3.

На первом этапе исследований регистрировались широкополостные сигналы виброускорений с трёх датчиков – Д4, Д5 и Д8. Зарегистрированные сигналы были обработаны и получен амплитудный спектр в диапазоне часто до 200 Гц с постоянной абсолютной шириной полосы ∆f = 1,042 Гц. Анализ спектра позволил установить, что наиболее интенсивные составляющие виброускорений сосредоточены в диапазоне частот 0–64 Гц.

Дальнейший более подробный анализ сигналов датчиков Д4, Д5 и Д8 проводился в этом диапазоне частот. Получены амплитудные спектры виброускорений с постоянной абсолютной шириной полосы ∆f = 1,042 Гц, а также ∆f = 0,016 Гц (рис. 4). При дальнейшей обработке этих спектров [20] получены средние квадратические значения (СКЗ) сигналов в указанном диапазоне частот, а также СКЗ виброускорений в стандартных октавных и третьоктавных полосах для диапазонов частот 0–64 Гц и 0–80 Гц.

Для оценки эффективности гашения колебаний были получены отношения СКЗ виброускорений в третьоктавных полосах на кузове (в пассажирском салоне) автобуса и в зоне лонжерона над левым колесом среднего моста к соответствующим СКЗ виброускорений на неподрессоренных массах.

м/с² -50

—Д4 --Д5 --Д8

О                            20                            40                          t. с

Рис. 3. Фрагменты осциллограмм ускорений (датчики Д4, Д5, Д8)

Fig. 3. Fragments of acceleration oscillograms (sensors D4, D5, D8)

-50

Результаты и обсуждения

Анализ полученных результатов показал высокую эффективность гашения колебаний. Например, СКЗ вертикальных виброускорений в салоне автобуса (сигнал датчика Д5) во всем рассматриваемом диапазоне частот уменьшен по сравнению с уровнем вибраций на неподрессорен-ных массах (сигнал датчика Д4) в 9,35/1,64 = 5,7 раза (табл. 1). Однако полученный результат недостаточно информативен, поскольку не позволяет проанализировать влияние отдельных резонансов механической системы. Более информативные результаты можно получить при анализе амплитудных спектров.

СКЗ виброускорений в стандартных третьоктавных полосах для диапазона частот 0–64 Гц представлены на рис. 4 и 5. Эта же информация, а также граничные и среднегеометрические частоты рассматриваемых полос представлены в табл. 2. Анализ этих данных показывает, что виброускорения на кузове (датчик Д5) существенно ниже виброускорений неподрессоренных масс (датчик Д4), что свидетельствует об эффективном гашении колебаний.

Таблица 1

Рис. 4. Амплитудный спектр вибросигналов в диапазоне до 64 Гц (датчики Д4, Д5, Д8)

Fig. 4 Amplitude spectrum of vibration signals in the range up to 64 Hz (sensors D4, D5, D8)

Средние квадратические значения ускорений в диапазоне частот до 64 Гц

Table 1

Root mean square acceleration values in the frequency range up to 64 Hz

Частота, Гц	СКЗ Д4, м/с2	СКЗ Д5, м/с2	СКЗ Д6, м/с2
0…1	0,129	0,081	0,162
0…64	9,35	1,64	3,04

Рис. 5. СКЗ сигналов датчиков Д4, Д5, Д8 в третьоктавных полосах

Fig. 5 RMS signals of sensors D4, D5, D8 in one-third octave bands

Таблица 2

Средние квадратические значения ускорений в октавных и третьоктавных полосах

Table 2

Root mean square values of accelerations in octave and one-third octave bands

Частота, Гц			СКЗ Д4, м/с2	СКЗ Д5, м/с2	СКЗ Д6, м/с2
октавная полоса, Гц	третьоктавная полоса, Гц	среднегеометр. частота, Гц
1...2	1,000...1,260	1,122	0,242	0,081	0,466
	1,260...1,587	1,414	0,423	0,079	0,889
	1,587...2,000	1,782	0,767	0,189	2,066
2...4	2,000...2,520	2,245	1,231	0,439	1,064
	2,520...3,175	2,828	1,950	0,602	0,607
	3,175…4,00	3,564	3,025	0,521	0,772
4...8	4,000... 5,040	4,490	4,283	0,460	0,635
	5,040... 6,350	5,657	5,645	0,468	0,767
	6,350... 8,000	7,127	3,594	0,327	0,856
8...16	8,000 ...10,08	8,980	1,546	0,336	0,758
	10,08...12,70	11,31	1,085	0,395	0,844
	12,70…16,00	14,25	0,603	0,491	0,769
16...32	16,00...20,16	17,96	0,509	0,385	0,580
	20,16...25,40	22,63	0,636	0,307	0,425
	25,40...32,00	28,51	2,092	0,315	0,332
32...64	32,00...40,32	35,92	0,773	0,363	0,216
	40,32...50,80	45,26	0,956	0,501	0,196
	50,80...64,00	57,02	0,013	0,283	0,012

Спектр виброускорений в салоне автобуса представлен на рис. 6. Как следует из этого графика, наиболее интенсивные составляющие вибраций находятся в полосе со среднегеометрической частотой f с = 2,828 Гц. Однако даже в этой полосе виброускорения в салоне в 3,24 раза меньше ускорений неподрессоренных масс. Спектр также имеет максимумы в полосах со среднегеометрическими частотами 5,657 и 14,25 Гц. Однако и на этих частотах виброускорения в салоне меньше виброускорений неподрессоренных масс в 12,06 и 1,228 раза соответственно. Отношение СКЗ вертикальных виброускорений в салоне к ускорениям неподрессоренных масс для третьоктавных полос приведено на рис. 7.

Рис. 6. СКЗ виброускорения в третьоктавных полосах на кузове (лонжерон над левым колесом среднего моста)

Fig. 6. RMS vibration acceleration in one-third octave bands on the body (side member above the left wheel of the middle axle)

Рис. 7. Относительное снижение виброускорений на кузове

Fig. 7. Relative reduction of vibration acceleration on the body

Вертикальные виброускорения на месте водителя наиболее интенсивны в полосе со среднегеометрической частотой f с = 1,782 Гц (рис. 8).

Заключение

В целом отмечается высокая эффективность использования пневматической подвески с встречным расположением продольных направляющих рычагов для снижения уровня вибраций. Ее использование позволяет существенно снизить вибрации в салоне и на рабочем месте водителя автобуса по сравнению с вибрациями неподрессоренных масс.

Анализ спектров виброускорений позволил выделить три частотные полосы, в которых сосредоточены наиболее интенсивные вибрации в салоне (2,245…2,5 Гц; 5…7,127 Гц; 12,5…14,25 Гц). Однако и в этих полосах виброускорения в салоне автобуса значительно меньше виброускорений неподрессоренных масс.

Наибольших значений на кресле водителя вертикальные ускорения достигают в районе 2,245; 2,5; 5 и 10 Гц. При этом, независимо от профиля дорожного покрытия и скорости движения, максимальная величина ускорений находится в пределах 1,6…2,066 м/с2.

Рис. 8. СКЗ виброускорения кресла водителя (вертикальное направление) Fig. 8. RMS vibration acceleration of the driver's seat (vertical direction)

Наиболее интенсивные вибрации в салоне и на месте водителя зарегистрированы в низкочастотной области, вблизи частоты 2,245 Гц. Для их уменьшения необходимо скорректировать параметры подвески машины, изменив рабочие характеристики упругих элементов и диссипативные характеристики амортизаторов. Второй пик виброускорений расположен в диапазоне частот 5…7,127 Гц. Для его уменьшения необходимо скорректировать рабочие характеристики упругих элементов системы подрессоривания.

Принятая конструктивная схема пневматической подвески позволила «вписывать» в ходовую часть автомобиля широкопрофильные шины увеличенных размеров без соответствующего увеличения габаритов ходовой части. Данное обстоятельство помимо улучшения проходимости по снегу будет способствовать улучшению комфортабельности движения.

Таким образом, принятая конструктивная схема системы подрессоривания, выполненная на основе использования подвески «с встречным расположением продольных направляющих рычагов» и пневматических рессор, высокоэффективна в плане решения задачи снижения уровня вибраций в салоне автомобиля и на водительском месте. В связи с этим её можно рекомендовать к использованию в системах подрессоривания автобусов.