Закономерности изменейия возмущений от дороги на сочлененный автомобиль в целом определяются закономерностями возмущений отдельных секций. Максимальное значение амплитуды возмущающей функции угловых колебаний зависит от числа осей, базы автомобиля и от расположения осей по базе секций.

Максимальные угловые возмущения возникают иа коротких неровностях (н узком диапазоне) и на неровностях длиной, приблизительно равной двум базам каждой секции Или одной базе всего сочлененного автомобиля, равной сумме баз секций. Наличие упругой и демпфирующей связей между секциями сочлененного автомобиля существенно влияет на показатели угловых колебаний секций и показатели колебаний всей системы.

Введение даже относительно небольшой по неличине упругой связи приводит к значительному уменьшению амплитуд угловых колебаний секций в дорезонансной и резонансной зонах колебаний. Кроме того, происходит сдвиг резонансных частот в область больших частот возмущения (скоростей движения) автомобиля. С увеличением жесткости упругой связи увеличивается и смещение эоиы резонанса, однако это приводит к увеличению амплитуд колебаний, соответствующих зареэонансным частотам. Это свойство требует обосноваиного выбора жесткости упругой связи применительно к конкретной Модели автомобиля. Применение связывающей рессоры, отключаемой в зарезонансной зоне колебаний, позволяет получить комбинированную амплитудно-частотную характеристику колебаний.

Отмеченное выше влияние упругой связи секций на угловые колебания может быть проиллюстрировано рис. 27, кривые построены по результатам определения амплитудно-частотной характеристики двухэвейного сочлененного автомобиля прицепного типа,

Характеристика получена при движении по гармонической йеровностй Длиной, равной длине базы сочлененного автомоби-

tp/H,pad/M

1,9 г

0,9В

t 1

Рис. 27. Относительная амплитудно - Чйст0¥ная Характеристика угловых колебаний секций модели сочленейного автомобиля прицепного типа:

/ й 2 - сомветствеяно пе-редйсй й яадйей секций дез упругой связи; а я < -COOT MTCteeKMo и перед-

ней сеаций е уйруюй слшю

ЛЯ, Т. е. по самой неблагоприятной неровности по величине возмущений угловых колебаний. Как видно из рисунка, амплитуда колебаннй передней секции только благодаря введению упругой связи на дорезонансной и резонансйой скоростях движения снижается почти в 2 раза. В зарезонансной зоне упругая связь повышает амплитуду в пределах 10 .1б%, Прямой/-/ отмечен момент желательного отключения рессоры упругой связи звеньев.

Применение демпфирования в связях секций также достаточно эффективно влияет на уменьшение угловых колебаний сек ций. Амплитуды колебаний уменьшаются в 1,5...2 раза в дореао нансной зоне н в 2, 2,5 раза в резонансной и зарезонансной зонах, т. е. демпфирование положительно влияет на колебания во всем частотном диапазоне возмущений. В то же время известно, что демпфирование, уменьшая ускорение колебаннй в резонансной зоне, увеличивает их в зарезонансной зоне.

Наиболее эффективно уменьшение амплитуд колебаний за счет демпфирующей связи наблюдается в определенных пределах изменения ее характеристик,

Излишнее усиление демпфируюшей связи влияет на колвба* НИИ значительно меньше, поэтому необходима оптимизация демя фирования угловых перемещений применительно к каждой конкретной модели сочлененного автомобиля.

Для иллюстрации влияния демпфирования на колебания сочлененного автомобиля приведем пример экспериментальных иеследонаииб макетного образца сочлененного автомобиля прицепного типа общей массой 14 т, КоисТ руктивно макет был выполнен симметричным по всем показателям, рассмотренным выше. Между секциями был установлен гидроцилнндр с максималь ным сопротивлением дб кН н параболической зависимостью сопротивления от скорости, Главной целью испытаний было установление влияния демпфирования в сцепке и на колесах автомобиля на колебання секций. Испытания проводились на искусственных гармонических нербаиостях 2, Э, 4, б, 8 м, при этом измеряли ускорения в передней части, в центре масс н углы наклонов иаждой секции.

Анализ амплитудно-частотных характеристик, полученных на указанных выше неровностях, подтвердил вывод о том, что наибольшие возмущения подрессоренная часть сочлененного автомобиля получает иа неровностях с длиной волны, равной двум базам секций, В данном случае база каждой секции была равна 2,6 м, а неблагоприятная неровность имела длину волны б м. Все испытании проводились на этих, наиболее нагружающих неровностях, со скоростями, наменяйщимися ступенями с интервалом б км/ч. Предельную допустимую скорость определяли пробои подвески.

Анализ результатов измерений (рис. 28) показывает, что наибольшее влияние на гашение колебаний оказывает демйфирующая связь в сцепке. Введеинв в схему подрессоривания гидроцилиндра вертикального складывания, работающего как амортизатор, увеличивает скорость движения, допустимую во условиям нробоя подвески, в 2,.,2,6 раза, Влияние амортизаторов колес на этих неровностях незначительное. Так, при движении сочлененного автомобиля с включенным цилиндром вертикального складывания и выключенными амортизаторами иолк пробои подвески иаступали при скорости 24... 26 км/ч, тогда Как при движении со всеми выключенными амортизаторами пробой подвески наступает при скорости 12,., 12,Б км/ч. Это объясняется тем, что при отсутствии демпфирования в связях секций пробой подвески наступает в результате

8, м/с

5 -П 15 го 25 v,kh/4

интенсивных угловых колебаний (галопирования) секций. При длине волны неровности 5 м резонансная скорость с отключенными амортизаторами равна 15,5 км/ч. При включении межсекцнонного демпфирования галопирование резко гаснтся и пробой подвески обусловливаются преимущественно вертикальными колебаниями (резонансная скорость равна 29,2 км/ч).

Рнс. 28. График изменения вертикальных ускорений н амплитуд угловых колеба-. ннйсочлененного автомобиля на гармонических неровностях длиной 5 м и высотой 80 мм в зависимости от демпфирования в сцепке:

1,4 - угловых колебаний с демпфированием и без демпфирования в сцепке; 2, 5 - то же, вертикальных колебаиий

Необходимость установки амортизаторов на колесах сочлененного автомобиля определяется главным образом требованием гашения вертикальных колебаний подрессоренной массы и гашения колебаний неподрессоренных масс при движении по коротким неровностям.

Таким образом, при применении упругой демпфирующей связи между секциями возможно значительно улучшить плавность хода сочлененных автомобилей и тем самым значительно (в 2...2,5 раза) повысить скорости движения их на местности. Этим, по-видимому, можно объяснить широкое применение за рубежом (США и Канаде) сочлененных автомобилей, предназначенных для работы в тяжелых дорожных условиях и на пересеченной местности. В отдельных рекламных изданиях сообщается, что сочлененные автомобили типа Дрэгн-Вэгн (см. гл. 1) могут развивать скорость на местности до 50 км/ч, в то время как скорость обычных автомобилей высокой проходимости в этих условиях не превышает 20 км/ч.

Отмеченными особенностями колебаний могут обладать только сочлененные автомобили прицепного и седельного типа со степенью свободы в продольно-вертикальной плоскости и сцепным устройством с демпфирующей или упругой связью. У сочлененных автомобилей, шарнирная связь которых имеет одну степень свободы в горизонтальной плоскости и предназначена для получения возможности поворота в результате складывания секций, получить улучшения характеристик колебаний в вертикальной плоскости не представляется возможным.

Интересно отметить особенности колебаний сочлененных автомобилей седельного типа без сцепного устройства между секциями типа Татра-Семекс-Линке (см. гл. I). Сравнение расчетов колебаний подобного автомобиля и однозвенного автомобиля,

имеющих равные базу и грузоподъемность, показало, что ускорение на передней части грузовой платформы на максимальной по условиям пробоя подвески скорости для сочлененного автомобиля примерно в 2 раза меньше, чем для однозвенного.

Ускорение на месте водителя в кабине в тех же условиях для первой секции приблизительно в 2 раза, а для второй секции в 1,5 раза больше у сочлененного автомобиля по сравнению с одиночным автомобилем. Это указывает на то, что взаимное влияние секций благотворно сказывается только на колебаниях грузовой платформы, а на секциях оно не проявляется. Колебания корот-кобазных секций происходят в наиболее неблагоприятных условиях.

Таким образом, сочлененные автомобили полуприцепного типа без сцепки между звеньями преимуществ по характеристикам колебаний дать не могут.

Рассмотрены особенности колебаний сочлененных автомобилей, имеющих одну степень свободы в поперечно-вертикальной плоскости. Очевидно, введение степени свободы в поперечно-вертикальной плоскости внесет дополнительные особенности, для выявления которых требуется проведение специальных исследований. Однако можно предположить, что при введении жесткого и демпфирующего шарнира в этой плоскости результаты будут аналогичны.

16. ПРЕДПОСЫЛКИ ОЦЕНКИ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ

Экспериментальные исследования и опыт эксплуатации многоосных автомобилей, главным образом многотонных автокранов и сочлененных автомобилей, показали, что определяющее влияние на показатели их плавности хода и обитаемости оказывают не только правильный выбор характеристик подрессоривания и компоновки ходовой части, но и оптимальный выбор характеристик вторичного подрессоривания кабин, сиденья и установленного на раме шасси оборудования.

Практика показала, что при идеальных показателях, обеспечиваемых конструкции подрессоривания ходовой части, возможны отрицательные характеристики вибронагруженности водителя и пассажиров в кабине, определяющие невозможность длительного движения в результате утомляемости и появления болевых ощущений.

Исходя из этого, при проектировании многоосных автомобилей необходимо проводить расчет на вибронагруженность водителя и считать такой расчет важным шагом общих конструктивных решений. Ниже изложены основные положения методики такого расчета. Установлено, что определяющее влияние на вибронагруженность экипажа оказывают показатели колебаний элементов несущей системы (рамы) в зоне установки каби-

ны. На некоторых многоосных автомобилях из-за большой длины рамы эти показатели с точки зрения вибронагруженности экипажа, как правило, бывают самые неблагоприятные. Отмечается высокая вибронагруженность и на сочлененных автомобилях.

Вибронагруженность водителя во многом зависит от системы подрессоривания кабины и сиденья и их характеристик, обычно называемых вторичным подрессориванием.

Упругие колебания несущей системы при наличии ошибок в конструировании элементов вторичного подрессоривания могут создавать невыносимые условия работы, чего не наблюдается в резкой форме у обычных грузовых автомобилей и автопоездов.

В настоящее время находят все большее применение в оценке вибронагруженности человека рекомендации ИСО 2631-74, которые наиболее полно, системно учитывают воздействие вибраций на состояние (самочувствие) и здоровье водителя [7, 16].

Стандарт нормирует допустимые пределы колебаний тела человека по трем условиям, имеющим верхние границы: комфорта, допустимого утомления и начала снижения производительности труда, вредного воздействия на здоровье человека. Нормы задаются в величинах средних квадратических ускорений случайных колебаний в зависимости от частот колебаний, выраженных в семи октавных полосах, охватывающих частоты колебаний от 1 до 90 Гц. В нормах предусмотрены время и направление действия колебаний по трем координатам (вертикальные z, поперечные у и продольные х).

Если при расчетах руководствоваться нормами стандарта ИСО, то требуется решать очень сложную и громоздкую задачу. При использовании общепринятых методов расчета колебаний эту задачу не решить даже при применении самых мощных современных ЭВМ. Нужны новые подходы, новые приемы и методы, значительно упрощающие расчетную схему и ее математическое описание, но дающие возможность определить требующиеся критерии вибронагруженности экипажа. В качестве такого метода заслуживает внимания комбинированный экспериментально-расчетный метод, предложенный Н. М. Назаровым и А. Н. Пархоменко. Он заключается в том, что предусматривает использование результатов экспериментального измерения в реальных условиях параметров колебаний несущей системы в качестве возмущений математической модели, описывающей колебания человека при подрессоривании сиденья и кабины. Виброускорения рамы в месте крепления кабины принимаются заданными.

Преимущество такого метода в том, что он позволяет отказаться от громоздкого моделирования колебаний многоосного автомобиля в целом и сосредоточить все внимание на исследовании довольно сложной нелинейной системы вторичного подрессоривания и колебаний экипажа. Кроме того, этот метод позволя-

ет комплексно учесть возмущения, идущие от дороги, силового агрегата и элементов трансмиссии, что аналитически учесть практически невозможно. В этом случае, если проводить упрощенные расчеты, ориентируясь на нормативы вибронагруженности стандарта ИСО, то необходимо иметь расчетную схему и математическую модель, описывающие пространственные колебания человека и учитывающие пространственное крепление и подрессориванне кабины и сиденья водителя. Принятая для этого расчетная схема изображена на рис. 29. Она состоит из трех взаимосвязанных колебательных систем, обозначенных на рис. 29 цифрой со стрелкой: двухмассовой системы человека /; системы подрессоренного сиденья 2 и системы подрессоренной кабины 3.

При формировании расчетной схемы принято, что возмущения от участка рамы автомобиля в месте крепления кабины передаются по трем обобщенным координатам: вертикальных 2о, поперечных г/о и поперечно-угловых фо колебаний. Передний участок

Рис. 29. Расчетная схема оценки вибронагруженности водителя многоосного

автомобиля