Разработка основных этапов методики выбора проектных параметров подрессоренных систем автотранспортного средства

УДК 629.113

РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭТАПОВ МЕТОДИКИ ВЫБОРА ПРОЕКТНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПОДРЕССОРЕННЫХ СИСТЕМ АВТОТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА

Т.С. Волченко, Л.А. Шефер

DEVELOPMENT OF THE BASIC STAGES OF METHODS OF CHOOSING THE PROJECT PARAMETERS OF VEHICLE SPRUNG SYSTEMS

T.S. Volchenko, L.A. Shefer

Разработана методика выбора проектных параметров механических систем, работающих в условиях динамических нагрузок, которая позволит построить наиболее оптимальную систему подрессоривания автотранспортного средства. Суть методики заключается в том, чтобы, исходя из условий эксплуатации и назначения проектируемого агрегата, установить наиболее приемлемые параметры жесткости и демпфирования с целью обеспечения удовлетворительного уровня вибрации и долговечности системы, снижения динамических нагрузок на ее элементы, а также выполнения различных условий, связанных непосредственно с проектируемой системой и условиями ее работы.

Ключевые слова: динамическая система автотранспортного средства, микропрофиль дороги, спектральное воздействие.

The methods of choosing the project parameters of mechanical systems, working in conditions of dynamic load, which will allow building the most optimal system of vehicle springing is developed. The main point of these methods is to choose the most acceptable parameters of rigidity and damping by taking into account the operation conditions and the purpose of the projected device in order to provide the satisfactory level of vibration and long-life of the system, decreasing the dynamic loads on its elements, and fulfilling various conditions connected with the projecting system and the conditions of its work.

Keywords: dynamic system of a vehicle, road microprofile, spectral influence.

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.

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 ср и демпфирования кр, а также определить наиболее приемлемое значение жесткости шин сш.

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]:

где 8ч(со) - спектральная плотность микропрофиля, (/га)| = |] - IV, (/<у)| - передаточная функция от микропрофиля дороги к колесу, - передаточная функция вертикальных колебаний

автомобиля, со - частота процесса. Величина 5'/ (ю) характеризует влияние скорости движения

автомобиля, характеристики рессор и амортизаторов, и дорожных условия на динамический ход колеса. Дисперсия динамического хода колеса

1

£ г(со)йсо,

вероятность пробивания подвески

к-^Ъс

, к

»1,

а

/

< > Центр масс

Щ кр\ ] ^1поОр с>2% ЬУк 12поор |

а)

в)

где /а - 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 высока, то нужно либо увеличивать конструктивный динамических ход с помощью увеличения дорожного просвета, либо менять параметры подвески.

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

Рис. 1. Расчетные схемы динамической системы

*0=—~е2’2" ,

2ж ар

где а1 =— \8Лсо)с1со, сг2р=— № {со)с1со - дисперсия скорости изменения нагрузки;

*5 711

I 2 I2

ср -СХнсо + Шкр ~{ср + ¡сокр)Ц'2(1со)\ 8ч(а>) - энергетический спектр реакции грунта; 01н - 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 /?,, которые измеряют в центре пятна контакта. Нагрузочная характеристика изменяется по закону показательной функции при Рг >Р2 Ст [3]:

Р, = Р-..ст ехр

Ґк-к,тл

/г-™

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.

Основными компоновочными параметрами грузового автомобиля являются (рис. 2): габаритная длина /авто = 9,65 м, габаритная высота II, 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 кабиной и платформой А = 0,075 м, длина платформы Ьпл = 7,4 м, колесная база автомобиля Ь, дорожный просвет к = 0,2 м, колея передних колес Кх = 2 м, колея задних колес К2 =1,9 м. Также согласно стандарту СЭВ, установлены значения минимального угла въезда и минимальной высоты буфера: у > 25°, /г, = 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].

ыш.

= н

..

! К\ 1 И

В

Рис. 2. Схема основных компоновочных параметров грузового автомобиля

Таблица 2

Основные размерные параметры компоновки грузовых автомобилей

Схема компоновки автомобиля Полная масса автомобиля, т А, м Ac.cn М Къ м Кг, м А, 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 О, - масса агрегатов автомобиля, /, - координаты центров тяжести агрегатов, С,р - масса груза, 1гр - координата центра тяжести груза, - нагрузка от задней оси груженого автомобиля на дорогу, 02„ - задняя осевая нагрузка от неподрессоренных масс. В результате расчетов получено, что Ь = 5,43 м. Отношение длины платформы к колесной базе проектируемого автомобиля Ь^/ Ь = 7,4/ 5,43 = 1,4 соответствует установленным нормам (см. табл. 2).

Определив колесную базу, можно рассчитать следующие величины:

У 0,1,

С2сн = —------= 3,53 т (47% полной массы автомобиля) - нагрузка на дорогу от задней оси

I/

снаряженного автомобиля;

сн ~ °а -&2си - 3,87т (53% полной массы автомобиля) - нагрузка на дорогу от передней оси снаряженного автомобиля, где Оа - масса снаряженного автомобиля; в  33% 15-33% г

и,,„ =--------=---------= 5 т - нагрузка на дорогу от передней оси груженого автомобиля

Хгр 100% 100%

(33% полной массы автомобиля);

о2гр=о-оир —15—5 = 10т - нагрузка на дорогу от задней оси груженого автомобиля

(67% полной массы автомобиля), где О - полная масса автомобиля;

1у = 0,344  106 кг-м2; е =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 кф1=0,48 и полностью загруженного Ц,2=0,67 удовлетворяют значениям, указанным в «Показателях и нормативах проходимости». Согласно этим нормам, соответствующие коэффициенты не должны быть ниже значений 0,41 - для снаряженного автомобиля и 0,62 - для автомобиля полной массы.

Реакции на левое и правое колеса передней оси груженого автомобиля: К]П = = 2,1-104Н.

Реакции на левое и правое колеса задней оси груженого автомобиля Я2п = = 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 ср и демпфирования кр, 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

I I П V2 +с/

К И = д —------------------------^-^7 >

\Ох„2 (а0 - со) + а2 со

где а0=ср/О1п ; ах ~кр/СХп ; С\„ - приведенная подрессоренная масса, расположенная над передними подвесками груженого автомобиля, а также спектральную плотность дорог 1-Ш типов

= (1) со

необходимо составить выражение для дисперсии ускорений вертикальных колебаний:

И, =— Цж,

В представленных выше формулах V - скорость движения автомобиля, 5'"1 - спектральная

плотность воздействия для III типа дорог, £>0 - коэффициент, который зависит от состояния дорожной поверхности (т. е. от уровня спектральной плотности воздействия), значения Д) 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]:

ох

СО й) 2+ Щ

где ооъ = д/й?, • со2 - частота среза, Гц; сох = V • Я,, со2 = V • Л2 - дорожные частоты, Гц, Х\ и Я2 - коэффициенты дорожных частот. Значение частоты среза также зависит от состояния дорожной поверхности (см. табл. 3).

Таблица 3

Значения параметра О0 частоты среза Ыз

Значение /)0, м Значение й»3, Гц Примечание

КГ4 0,0316 Очень малый уровень спектральной плотности

2,08* Ю"3 1,596 Малый уровень спектральной плотности

ЗДбхЮ-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:

1 °°п ,2 ш ИгУСО-, + &)псп) +

И, =- Ы(0))*\со)с1со ... Д 2 2 •

ж £ 20Хпкр О]псо3 +ср+крсо*

Согласно нормам УБ1 ощущения человека во время колебаний оцениваются по ускорениям при частотах со0= 0,5...5 Гц. Следовательно, число колебаний в минуту варьируется в промежутке

п = — со0 =47,746...4,775, п

а статический прогиб упругих элементов находится в пределах

1ст = —у-= 1,097...0,01 1 М. п

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

С = -5™. = 1912  ю4... 1,912 • 106Н/м,

J ст

где Рст - вертикальная статическая нагрузка на переднее колесо от массы подрессоренной части автомобиля.

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

тот колебаний подрессоренных масс р, =1,3...1,7 Гц. Данные значения входят в требуемый диапазон частот собственных колебаний для грузовых колесных машин, который составляет р*ст =1,3... 1,7 Гц.

Рассмотрим величины, соответствующие границам диапазона оптимальных коэффициентов жесткости: с1р = 1,442 • 105 Н/м, с1р = 2,47  105 Н/м. Оптимальные значения коэффициента демпфирования, соответствующие ранее найденным оптимальным значениям коэффициента жесткости, найдем из условия равенства нулю частной производной по кр от дисперсии амплитуд вертикальных колебаний (2).

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 двигателя, в результате амортизаторы будут перегреваться. Отметим также, что увеличение жесткости рессор приводит к увеличению сопротивления амортизатора, а при большей жесткости даже незначительные изменения демпфирования приводят к серьезному увеличению значений А. Таким образом, выберем промежуток значений демпфирования, соответствующих установленному промежутку значений жесткостей к = 2,248 • 104...3,05 ЫО4 Нс/м (см. рис. 4).

Проанализируем, как влияет изменение скорости движения автомобиля на зависимость уЩ{кр) (табл. 4).

Таблица 4

Влияние изменения скорости движения автомобиля на величину СКЗ вертикальных колебаний автомобиля

Скорость движения автомобиля Г раничные значения промежутка к„ Г раничные значения промежутка с„ л/^7

V1 = 19 м/с к1р =2,248-104 Н-с/м с\ =1,442-105 Н/м ТАГ =1,539 м/с2

кр =3,051-104 Н-с/м с1р =2,47 -105Н/м Та“ =1,851м/с2

V1 = 38 м/с кр = 2,248-104 Н-с/м с1р =1,442-105 Н/м /—1.»“ д/А =2,117 м/с2

к* = 3,051 • 104 Н-с/м с" =2,47-105 Н/м 1 П.1,11 7 д/А =2,618 м/с

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

Существуют нормы, которые ограничивают величины средних квадратичных значений ускорений. Р.В. Ротенберг на основании анализа ускорений головы человека при различных режимах движения предложил предельные значения у[Щ, ^, 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,»1 I уст I---II,V11 I уст

<уА и у А <-\/Аг , а оптимальное значение сопротивления амортизатора ос-

тается неизменным.

. м/с2

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

1 - значение жесткости ср'=1,442-105 Н/м;

2 - значение жесткости Ср'=2,47-105 Н/м

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

____________________________параметров подрессоренных систем автотранспортного средства

Таблица 6

Таблица 5

Предельные значения средних квадратичных _________________ускорений___________________

Режим движения №

Медленная ходьба 1,0 м/сг 0,6 м/с5 0,5 м/с"

Обычная ходьба 2,5 м/С* 1,0 м/с2 0,7 м/с2

Непродолж. бег 4,0 м/с2 2,0 м/с2 1,0 м/с4

Далее проанализируем влияние ухудшения типа дорожной поверхности на зависимость ^Щ(кр) (табл. 7).

Изменение зависимости

Предельные технические нормы плавности хода

грузовых автомобилей

Тип дороги Корректированные значения виброускорений на сиденье, не более / vcm в характерных точках подрессоренной части, м/с2

м/с2 м/с2 м/с2

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

- (кр) при условии движения автомобиля по дорогам I, II, III типов

V, м/с D0, м й>з, Гц Для граничного значения жесткости с\ =1,442-105 н/м Для граничного значения жесткости с” =2,47-105 Н/м

к),, Н-с/м JDS', м/с2 к" Н-с/м ^D£", м/с2

19 ю-4 0,0316 2,4983-104 3,305-10“' 3,2688-104 3,782-10"°

2,08-10"3 1,596 2,4156-104 0,699 3,2022-104 0,818

З,16-10~3 3,16 2,248-104 1,54 3,05 И-104 1,851

38 -II- -II- -II- 4,674-10~3 -II- 5,348- 10"J

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 дДэГ, однако, при возможных скоростях движения грузового автомобиля величина урОК не превосходит установленного стандартами максимума.

Таким образом, определили основные промежутки оптимальных значений параметров

ср = 1,442 • 105...2,47 • 105 Н/м и кр = 2,248  104...3,051 • 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.

Литература

1. Силаев, A.A. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин // A.A. Силаев. -М.: Изд-во «Машиностроение», 1972. - 190 с.

2. Хачатуров, А. А. Динамика системы дорога-шина-автомобилъ-водителъ / A.A. Хачатуров, В.Л. Афанасьев, B.C. Васильев. - М.: Машиностроение, 1976. - 536 с.

3. Полунгян, A.A. Проектирование полноприводных колесных машин // A.A. Полунгян. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. -637 с.

4. Высоцкий, MC. Грузовые автомобили. Проектирование и основные конструкции / М.С. Высоцкий, Л.Х. Гилелес, С.Г. Херсонский. - М.: Машиностроение, 1995. - 256 с.

Поступила в редакцию 20 октября 2008 г.

Волченко Татьяна Сергеевна. Аспирант кафедры «ЛетатеЗльные аппараты и автоматические установки» ЮУрГУ. Область научных интересов - прочность машиностроительных конструкций.

Tatiana S. Volchenko. Post-graduate student of the «Aircrafts and Automatic Installations» department of SUSU. Professional interests: strength of machine-building constructions.

Шефер Леопольд Анатольевич. Доктор технических наук, профессор каф. «Летательные аппараты и автоматические установки» ЮУрГУ. Область научных интересов - прочность машиностроительных конструкций.

Leopold A. Shefer. Doctor of engineering sciences, professor of the «Aircrafts and Automatic Installations» department of SUSU. Professional interests: strength of machine-building constructions.