Разработка основных этапов методики выбора проектных параметров подрессоренных систем автотранспортного средства

Одним из определяющих параметров при проектировании несущих систем автотранспортного средства является плавность хода, которая должна в первую очередь обеспечивать удовлетворительное физиологическое состояние водителя, среднюю скорость и безопасность движения автомобиля, долговечность его агрегатов. Чтобы проанализировать плавность хода, необходимо обеспечить качество подрессоренной системы автотранспортного средства, которое определяется подрессоренной и неподрессоренной частями автомобиля, подвеской и шинами.

Таким образом, одна из важнейших задач проектирования автомобиля - проектирование его системы подрессоривания, основной частью которой является подвеска. Главные элементы подвески - упругий и демпфирующий элементы и направляющее устройство. Проектная задача заключается в том, чтобы, исходя из условий эксплуатации и назначения автомобиля, установить наиболее приемлемые параметры жесткости и демпфирования с целью обеспечения удовлетворительной плавности хода и долговечности автотранспортного средства, снижения динамических нагрузок на его элементы и на дорогу, по которой оно движется, а также обеспечения максимально возможных устойчивости и управляемости.

Методика расчета представлена на примере автомобиля КАМАЗ 5308, который перевозит груз максимальным весом 7,65 т по дорогам I—III категории с капитальными дорожными одеждами. Вид покрытий: цементобетонный монолитный, железобетонный или асфальтобетонный; расчетная скорость на этих дорогах составляет 50-135 км/ч, допускаемая нагрузка на дорогу - не более 10 т. Примем, что колесная формула проектируемого автотранспортного средства 4x2.

Для поиска оптимальных параметров подвески автомобиля, в первую очередь необходимо определить, какое количество осей должно иметь проектируемое автотранспортное средство, а также его базу L, то есть расстояние между этими осями.

Расчет и конструирование

После того, как определена колесная база автомобиля и установлено, что нагрузка на дорогу со стороны передней и задней осей не превышает допустимую установленными нормами, анализируется одномассовая схема системы подрессоривания на одной опоре. Такая система позволяет рассчитать жесткостные и демпфирующие параметры без учета влияния неподрессоренных масс и определить основные значения промежутков оптимальных параметров жесткости и демпфирования. После того, как эти промежутки определены, необходимо произвести их уточнение исходя из ряда условий.

В первую очередь это условие влияния неподрессоренных масс на вертикальные колебания системы, где рассматривается двухмассовая схема динамической системы (рис. 1, а). Это позволит уточнить промежуток значений жесткости с_р и демпфирования к_р, а также определить наиболее приемлемое значение жесткости шин c_w.

Далее нужно перейти к анализу одномассовой системы на двух опорах (рис. 1, б). Данный этап необходим для определения степени влияния запаздывания между осями автомобиля на величины жесткостных и демпфирующих параметров системы подрессоривания.

Во время движения автомобиля по неровной дороге, может произойти пробивание подвески. Для того чтобы избежать этого, необходимо найти вероятность ее пробивания также для каждой конкретной схемы и при различных скоростях движения. Спектральная плотность динамического хода колеса равна [1]:

8ДЮ)Ци^ЦХи, где Sq(co) - спектральная плотность микропрофиля, |^у(/щ)| = |1-И^,(/<у)| - передаточная функция от микропрофиля дороги к колесу, W/ico) - передаточная функция вертикальных колебаний автомобиля, to - частота процесса. Величина Sf(®) характеризует влияние скорости движения автомобиля, характеристики рессор и амортизаторов, и дорожных условия на динамический ход колеса. Дисперсия динамического хода колеса

1 ”

Рис. 1. Расчетные схемы динамической системы

= - f-S*(a^dco, вероятность пробивания подвески е 2        Л

Р(/д >/,)=", ^2^»1,

Ы2тг    Of где Jd - конструктивный динамический ход колеса, который выбирают в зависимости от допускаемого значения вероятности пробивания подвески при расчетном режиме.

Если при полученных значениях параметров системы подрессоривания вероятность пробивания подвески высо- ка, то нужно либо увеличивать конструктивный динамических ход с помощью увеличения до рожного просвета, либо менять параметры подвески.

Следующий необходимый этап - определение вероятности отрыва колеса от грунта. Число отрывов определяется следующим образом:

1 ^р 2<т ---е * 2тг ст где о-р

= 1 fs-/^

о

=1 ts_pw®

- дисперсия скорости изменения нагрузки;

8р(ю) = \ср-ОХн®2 +i®kp

~(ср + icokp)Wz(ia)')\ Sq(cd) - энергетический спектр реакции грун та; G1H - вес неподрессоренных частей груженого автомобиля.

Волченко Т.С., Шефер Л.А. Разработка основных этапов методики выбора проектных параметров подрессоренных систем автотранспортного средства

Последним пунктом необходимо произвести построение нагрузочной характеристики упругого элемента - линейной зависимости вертикальной нагрузки на колесо Р_: от массы подрессоренной части подвески и прогиба h_z, которые измеряют в центре пятна контакта. Нагрузочная характеристика изменяется по закону показательной функции при P_z >P_zcm [3]:

Р; = Р=^т exp

^ -h.- cm h_:cm

При этом она обеспечивает постоянную частоту собственных колебаний для небольших значений перемещений независимо от статической нагрузки. Необходимость построения нагрузочной характеристики упругого и демпфирующего устройств заключается в том, что, исходя из ее анализа, можно выяснить потребность в установке дополнительного корректирующего упругого элемента. Такой элемент позволит снизить амплитуду колебаний, а также обеспечит более быстрое их затухание, что приведет к снижению уровня вибрации.

Определим основные промежутки оптимальных значений параметров жесткости и демпфирования для передней подвески автомобиля КАМАЗ 5308. Согласно предложенной выше методике начнем с геометрического анализа системы подрессоривания, то есть с определения базы автомобиля. В нашем случае база автомобиля - это расстояние от передней до задней оси, так как проектируемый автомобиль имеет колесную формулу 4x2. Число осей увеличивают с целью повышения грузоподъемности при заданной нагрузке на ось, а также улучшения плавности хода и проходимости. Главным условием определения базы служат нормы распределения осевых нагрузок (табл. 1), которые направлены на обеспечение удовлетворительных тягово-сцепных свойств грузовых автомобилей.

Таблица 1

Распределение осевых нагрузок у грузовых автомобилей, %

Группа автомобиля и нагрузка на ось/тележку, кН		Колесная формула	Нагрузка, приходящаяся на ось автомобиля полной массы		Нагрузка, приходящаяся на ось снаряженного автомобиля
			переднюю	заднюю	переднюю	заднюю
1	60/110	4x2	24...30	70...76	45...49	51...55
		6x4	25...28	72...75	42...47	53...58
2	80/140	4x2	25...31	69...75	46...53	47...54
		6x4	22...24	76...78	33...44	56...67
	100/180	4x2	33...38	62...67	51...58	42...49
		6x4	23...29	71...77	41...47	53...59

Известно, что, проектируя автомобиль с минимально возможной колесной базой, мы можем уменьшить его массу и угол поворота. Поэтому рекомендуется размещать узлы и агрегаты по возможности ближе к передней части автотранспортного средства.

Рис. 2. Схема основных компоновочных параметров грузового автомобиля

Основными компоновочными параметрами грузового автомобиля являются (рис. 2): габаритная длина /авто = 9,65 м, габаритная высота Н, габаритная ширина В = 2,47 м, передний свес А = 1,27 м, расстояние от оси переднего моста до задней стенки кабины /к ст = 0,75 м, зазор между каби- ной и платформой А = 0,075 м, длина платформы £пл = 7,4 м, колесная база автомобиля L, дорожный просвет h = 0,2 м, колея передних колес Кл = 2 м, колея задних колес

К_г = 1,9м. Также согласно стандарту СЭВ, установлены значения минимального угла въезда и минимальной высоты буфера: у > 25°, h_x = 0,6 м. В табл. 2 приведены основные размерные параметры компоновки грузовых автомобилей. Как видим, соответствующие величины проектируемого автомобиля удовлетворяют установленным стандартам (отмечены жирным шрифтом в табл. 2) [4].

Расчет и конструирование

Таблица 2

Основные размерные параметры компоновки грузовых автомобилей

Схема компоновки автомобиля	Полная масса автомобиля, т	А, м	^К.СТ» М	ЬПл^	Кх, м	Л2, м	h, м
4x2, кабина над двигателем	до 6,5	0,85...1,25	0,4...0,9	1,3...1,5	1,6...1,8	1,4...1,7	0,16... 0,195
	6,5-12,0	1,15...1,4
	12,0 -16,0	1,25...1,45	0,24...0,65		1,7...2,0	1,6...1,9	0,2... 0,25
	более 16,0	1,35...1,5	0,2...0,5		1,8...2,05	1,7...1,9	0,245... 0,3

Значение колесной базы автотранспортного средства определяется из условия равенства нулю суммы моментов относительно переднего моста:

где G, - масса агрегатов автомобиля, /, - координаты центров тяжести агрегатов, G,_p - масса груза, 1_гр - координата центра тяжести груза, Gi_zp - нагрузка от задней оси груженого автомобиля на дорогу, G_lH - задняя осевая нагрузка от неподрессоренных масс. В результате расчетов получено, что L = 5,43 м. Отношение длины платформы к колесной базе проектируемого автомобиля L^l Ь = 1,4/ 5,43 = 1,4 соответствует установленным нормам (см. табл. 2).

Определив колесную базу, можно рассчитать следующие величины:

Yg, I,

G2ch =       ~ 3’53 т (47% полной массы автомобиля) - нагрузка на дорогу от задней оси снаряженного автомобиля;

G_Xra⁼G_a ~G_2ch = 3,87 т (53% полной массы автомобиля) - нагрузка на дорогу от передней оси снаряженного автомобиля, где G_a - масса снаряженного автомобиля;

G-33% 15-33% _с                             „                   _

С_Хгр⁼ 1009^{х =} 1009^{х =} 5 ^{т -} сгрузка на дорогу от передней оси груженого автомобиля (33% полной массы автомобиля);

G_2ep = G-G_12p —15 — 5 = 10т - нагрузка на дорогу от задней оси груженого автомобиля (67% полной массы автомобиля), где G - полная масса автомобиля;

I = 0,344 ■ 10⁶ кг-м²; £_у =1,1 - момент инерции и коэффициент распределения подрессоренных частей груженого автомобиля.

Исходя из полученных результатов компоновки видно, что проектируемый автомобиль обладает хорошей проходимостью, так как коэффициенты сцепного веса снаряженного автомобиля k

Реакции на левое и правое колеса передней оси груженого автомобиля: R]n = R^ = 2,1-104Н. Реакции на левое и правое колеса задней оси груженого автомобиля R2n = R2л = 4,4-104 Н.

Определив базу автотранспортного средства, проведем анализ непосредственно системы подрессоривания. Эта система представляется как распределенная масса, которая в процессе своего движения по дорогам любого типа совершает вертикальные, продольно-угловые и поперечно-угловые колебания на двух или более упругих опорах - неподрессоренных массах, в которые входят упругое и демпфирующее устройство и шины, обладающие определенной жесткостью и демпфированием.

Для того чтобы определить первоначальные значения промежутков оптимальных коэффициентов жесткости с_р и демпфирования к_р, необходимо проанализировать одномассовую систему подрессоривания (рис. 1, в). Рассматривать такую систему необходимо как для передней, так и для задней подвесок. Анализ проводится на основе исследования уравнения среднего

Волченко Т.С., Шефер Л.А.          Разработка основных этапов методики выбора проектных

________________________параметров подрессоренных систем автотранспортного средства квадратического отклонения на экстремум. Это означает, что, определив амплитудно-частотную характеристику вертикальных колебаний системы

^{1     1} ус_1й²(а₀-й)У ^a^G)¹

где a_ti=c_p,G_Xn; a_x=k_p)G_Xn; G\„ - приведенная подрессоренная масса, расположенная над передними подвесками груженого автомобиля, а также спектральную плотность дорог I-III типов

5Д®) = ^,                                                     (1)

(О необходимо составить выражение для дисперсии ускорений вертикальных колебаний:

(2) о

В представленных выше формулах v - скорость движения автомобиля, S™ - спектральная плотность воздействия для III типа дорог, D_o - коэффициент, который зависит от состояния дорожной поверхности (т. е. от уровня спектральной плотности воздействия), значения D_o в зависимости от уровня спектральной плотности представлены в табл. 3.

Отметим, что в случае, когда рассматривается одномассовая система (см. рис. 1, в), необходимо уточнить спектр возмущений в высокочастотной области [2]:

8™(®) = ^ —^у                                     (3),

Щ 02 + ®3

где ®₃ = ^/о, -<у₂ - частота среза, Гц; ®_х = v ■ ^, ®₂ = v ■ Л₂ - дорожные частоты, Гц, 2] и 2₂ - коэффициенты дорожных частот. Значение частоты среза также зависит от состояния дорожной поверхности (см. табл. 3).

Таблица 3

Значения параметра О» частоты среза шз

Значение Do, м	Значение о3, Гц	Примечание
10~4	0,0316	Очень малый уровень спектральной плотности
2,08хЮ”3	1,596	Малый уровень спектральной плотности
3,16хЮ"3	3,16	Средний уровень спектральной плотности

Для дорог Ш-го типа со средним уровнем спектральной плотности выражение дисперсии амплитуд вертикальных колебаний одномассовой системы имеет вид:

Df=— Ш(®)\28™(<^® =

D0v®3 cp®3 (^ + GXncp) + ^>2

^„kp GXn®3+cp-vkp®3

Согласно нормам VDI ощущения человека во время колебаний оцениваются по ускорениям при частотах ®0= 0,5...5 Гц. Следовательно, число колебаний в минуту варьируется в промежутке 30

п = — ®0 =47,746...4,775, а статический прогиб упругих элементов находится в пределах 25

f_cm= — = 1,097...0,011 м.

п

Исходя из этого, можно установить, что жесткость упругого элемента может принимать следующие значения:

с = ^ = 1,912-104...1,912-106Н/м, где Ра, - вертикальная статическая нагрузка на переднее колесо от массы подрессоренной части автомобиля.

Для скорости автомобиля v=19 м/с наиболее оптимальное значение жесткости находится в промежутке с_р = 1,442 • 1О⁵...2,47 • Ю⁵ Н/м, так как эти значения дают величины собственных час-

Расчет и конструирование

тот колебаний подрессоренных масс р, =1,3.„1,7 Гц. Данные значения входят в требуемый диа пазон частот собственных колебаний для грузовых колесных машин, который составляет р^ =1,3... 1,7 Гц.

Рассмотрим величины, соответствующие границам диапазона оптимальных коэффициентов жесткости: с¹_р = 1,442 • 10⁵ Н/м, с” =2,47-10⁵ Н/м. Оптимальные значения коэффициента демпфирования, соответствующие ранее найденным оптимальным значениям коэффициента жесткости, найдем из условия равенства нулю частной производной по к_р от дисперсии амплитуд вертикальных колебаний (2).

Рис. 4. Зависимость средних квадратичных значений ускорений вертикальных колебаний одномассовой системы от сопротивления амортизаторов при скорости 19 м/с:

1 - значение жесткости с„-1,442-105 Н/м;

2 - значение жесткости ср-2,47-105 Н/м

Из рис. 4 видно, что при увеличении жесткости рессор возрастает и величина средних квадратичных значений ускорений, при этом построенные кривые имеют четкий минимум. В связи с этим можно сделать вывод о том, что при установке амортизатора с сопротивлением, значительно меньшим оптимального, значения средних квадратичных ускорений будут возрастать, что не желательно. Установка амортизатора с сопротивлением большим оптимального даст не только увеличение средних квадратичных ускорений, но и приведет также к большому расходу мощности двига- теля, в результате амортизаторы будут перегреваться. Отметим также, что увеличение жесткости рессор приводит к увеличению сопротивления амортизатора, а при большей жесткости даже не значительные изменения демпфирования приводят к серьезному увеличению значений/).. Таким образом, выберем промежуток значений демпфирования, соответствующих установленному промежутку значений жесткостей кр= 2,248 • 104...3,051 • 104 Нс/м (см. рис. 4).

Проанализируем, как влияет изменение скорости движения автомобиля на зависимость ТА(к_р) (табл. 4).

Таблица 4

Влияние изменения скорости движения автомобиля на величину СКЗ вертикальных колебаний автомобиля

Скорость движения автомобиля	Граничные значения промежутка к„	Граничные значения промежутка с„	Та
v1 = 19 м/с	к\ =2,248-104 Н-с/м	Ср = 1,442 ■ 105 Н/м	Та’ =1,539 м/с2
	к" =3,051-104 Н-с/м	с" =2,47-105 Н/м	1—п        о =1,851м/с2
v1 = 38 м/с	g= 2,248-104 Н-с/м	4 =1,442-105 Н/м	ТА =2,117 м/с2
	к" =3,051-104 Н-с/м	с" =2,47-105 Н/м	/------II V11 д/А ’ =2,618 м/с2

Исходя из данных табл. 4 и рис. 4 можно сделать вывод, что увеличение скорости влечет за собой увеличение величины ^[D^.

Существуют нормы, которые ограничивают величины средних квадратичных значений ускорений. Р.В. Ротенберг на основании анализа ускорений головы человека при различных режи мах движения предложил предельные значения ^Du , ^Dy , ^D^ , которые приведены в табл. 5.

Согласно ОСТ 37.001.291-84 «Технические нормы плавности хода» эти значения уточнены для движения автотранспортного средства по конкретному типу дорог (табл. 6). Таким образом,

/----I,v* /----уст ।-----П,*^п /----уст

^D5   < ^D, и ^Dj < ^D^   , а оптимальное значение сопротивления амортизатора ос тается неизменным.

Волченко Т.С., Шефер Л.А.           Разработка основных этапов методики выбора проектныхпараметров подрессоренных систем автотранспортного средства

Таблица 5

Таблица 6

Предельные знач	эния средних квадратичных ускорений				Предельные технические нормы плавности хода грузовых автомобилей
Режим движения	Та	ТА			Тип дороги	Корректированные значения виброускорений на сиденье, не более			в характерных точках подрессоренной части, м/с2
Медленная ходьба	1,0 м/с2	0,6 м/с2	0,5 м/с2
Обычная ходьба	2,5 м/с2	1,0 м/с2	0,7 м/с2			^кор, м/с2	м/с2	ТА^’ м/с2
Непродолж. бег	4,0 м/с2	2,0 м/с2	1,0 м/с2
далее проанализируем влияние ухудшения типа дорожной поверхности на зависимость ^(кр) (табл. 7).              I					I	1,00	0,65	0,65	<1,30
					II	1,50	1,00	0,80	<1,80
					III	2,30	1,60	1,60	<2,70

Таблица 7

Изменение зависимости ^D^^kp) при условии движения автомобиля по дорогам I, II, III типов

V, м/с	В», м	й>з, Гц	Для граничного значения жесткости Ср =1,442-105Н/м		Для граничного значения жесткости с” = 2,47-Ю5Н/м
			Гр, Н-с/м	1-------1            7 ’м/с	^ Н-с/м	^D;: , м/с2
19	ю~4	0,0316	2,4983-Ю4	3,305-10"3	3,2688-Ю4	3,782-Ю"3
	2,08-10’3	1,596	2,4156-Ю4	0,699	3,2022-Ю4	0,818
	3,16-1 О*3	3,16	2,248-Ю4	1,54	3,0511-Ю4	1,851
38	-II-	-II-	-II-	4,674-Ю~3	-11-	5,348-Ю-3
				0,989		1,157
				2,177		2,618

Исходя из данных табл. 7, можно сделать заключение о том, что ухудшение дорожного полотна приводит к увеличению значения Та", однако, при возможных скоростях движения грузового автомобиля величина ^57 не превосходит установленного стандартами максимума.

Таким образом, определили основные промежутки оптимальных значений параметров с_р = 1,442 • 1О⁵...2,47 • 10⁵ Н/м и к_р = 2,248 • 1О⁴...3,О51 • 10⁴ Н-с/м. Стоит отметить, что применение изложенной выше методики даст возможность более обоснованно рассчитывать упругие и демпфирующие элементы систем подрессоривания, на стадии проектирования машины увеличить ресурс автомобиля в целом и отдельных его агрегатов в частности, а также максимально снизить вибронагрузки на водителя и пассажиров, что приведет к более комфортной эксплуатации проектируемого автотранспортного средства.