рамы между балками крепления кабины принят абсолютно жестким телом. Такое допущение возможно, так как жесткость этой части рамы существующих многоосных автомобилей значительна.

Колебания кабины рассматриваются по четырем степеням свободы: вертикальной z, поперечной у, поперечно-угловой г)? и продольно-угловой ф. В системе колебаний сиденья 2 учтены влияния упоров, трения, упругости подушки; в системе подвески кабины - упругих на изгиб поперечных балок крепления кабины и жесткости по всем трем координатам. Основным допущением принимается малое обратное влияние колебаний кабины и человека-оператора на колебания автомобиля. Правомерность этого допущения определяется малой (не более 1%) массой кабины по сравнению с подрессоренной массой автомобиля.

Условные обозначения, изображенные на схеме, означают: тгр, т-, гпс, т - массы соответственно груди и таза человека, подрессоренной части сиденья и кабины; /к, /с - моменты инерции корпуса человека и подрессоренной части сиденья; J, /ф - моменты инерции кабины; Сч и /Сч - соответственно жесткость и коэффициент демпфирования человека; F, Fc - силы упругости в подушке и подвеске сиденья; Суп, С-а, Куп, Куп - жесткости и коэффициенты демпфирования подушки сиденья; Rc, Кс - силу трения и коэффициент демпфирования подвески сиденья; Супе. Суас, Купе. /Сопс - жесткости и коэффициенты демпфирования подвески сиденья.

С учетом принятых допущений на основе расчетной схемы и описанных выше методов можно составить систему связанных дифференциальных уравнений, описывающих колебания. Система дифференциальных уравнений состоит из трех групп уравнений, моделирующих колебания по принятым четырем степеням свободы человека, сиденья и кабины. По своей структуре, составляющим элементам дифференциальные уравнения каждой группы подобны уравнениям, входящим в системы (7), (23).

Важным этапом решения дифференциальных уравнений является выбор исходных данных:

определение физико-механических параметров материалов, размеров элементов расчетной схемы (по чертежной документации и справочной литературе);

расчет инерционных параметров и координат центров масс кабины и сиденья, моментов инерции сечений балок по разработанной программе, а также жесткостей упругих элементов;

расчет жесткостей подвески кабины к раме автомобиля по определенным моментам инерции сечений и длинам участков упругих на изгиб балок; жесткостям упругих элементов - их расположению и числу, положению центра масс кабины.

Возмущающие ускорения участка рамы в виде временных синхронных реализаций случайных процессов определяют экспери-

ментально на образце автомобиля или с помощью математической модели в наиболее вибронагруженных условиях движения: на гравийных и булыжных дорогах при максимально возможной скорости движения.

Для примера ниже приведены параметры возмущающих ускорений участка рамы для шестиосиого автокрана, для которого проводилась оценка вибронагруженности водителя:

Октавные полосы частот*...... 1 2 4 8 16

Средние квадратические ускорения:

вертикальные, м/с......... 0,4 0,9 1,11 1,71 1,03

поперечные, м/с.......... 0,1 0,53 1,36 1,39 1,77

поперечно-угловые, рад/с..... 0,42 0,66 1,79 1,62 1,1

Номер октавной полосы частот соответствует среднему геометрическому значению частоты полосы частот.

Параметры колебаний кабины рассчитывают численным интегрированием системы дифференциальных уравнений, приведенных к уравнениям первого порядка при возмущениях в виде трех случайных реализаций ускорений участка рамы в месте расположения кабины (поперечного, поперечно-углового и вертикального). Для СМ ЭВМ (СМЧ, СМ1420) при численном интегрировании может быть использован программный модуль МАДЗ пакета прикладных программ (Пакет прикладных программ. Методы численного анализа. Описание применения. Калинин: Центропрограммснстем, 1984. 136 с).

Полученные при расчетах реализации ускорений на сиденье водителя и деформаций подвергаются статистической обработке: определяют спектральные плотности ускорений и средние квадратические значения ускорений в октавных полосах частот, максимальные значения перемещений и деформаций. Результаты расчета вместе с исходными данными выводятся на печать в виде бланка с таблицами.

В качестве обобщенной характеристики оценки вибронагруженности многоосного автомобиля принимают средние квадратические значения поперечных и вертикальных ускорений иа сиденье водителя в октавных полосах частот. Ускорения поперечных колебаний являются основным фактором, нагружающим человека, они непривычны для человеческого организма. На многоосных автомобилях они составляют 70... 110% вертикальных ускорений.

Расчетные данные наносят на график для сопоставления с допустимыми границами воздействия по ИСО 2631-74. На рис. 30 приведены результаты расчета вертикальных и поперечных ускорений водителя, возникающих при двух типах крепления кабин к раме. При установке кабины на резиновых амортизирующих подушках (кривые /) средние квадратические ускорения

Рнс. 30. Изменение вибронагруженности прн вертикальных н поперечных колебаниях водителя и кривые допустимых границ по ИСО 2631-74 в октавных

полосах частот:

1 и 2 - внбронагрузкн водителя прн установке кабины соответственно ив резиновых вмортизатсрах и на поперечно-упругой подвеске; 3-(5 - допустимое время воздействий вибраций иа водителя по ИСО 2631-74 без вредных последствий соответственно 8; 4;

2,5 и 7 ч

а вертикальных и поперечных колебаний достигают значительных величин и значительно превосходят допустимые границы при 8- и 4-часовом воздействии практически во всех октановых полосах частот. Допустимое время движения автомобиля без вредного воздействия поперечных колебаний на человека составляет всего 1 ч.

При применении поперечного подрессоривания кабины значительно снижаются ускорения поперечных колебаний (кривая 2) и немного -ускорения вертикальных колебаний. Поперечные ко-, лебания допускают движение без вредных последствий до 8 ч во всех октавных полосах частот. По вертикальным колебаниям только 2,5 ч. Таким образом может быть сделан вывод о необходимости совершенствования системы подрессоривания кабины и сиденья для восприятия вертикальных колебаний.

По результатам расчетов можно определять максимальные амплитуды деформаций подвесок кабины и сиденья, а также значения поперечного и вертикального перемещений головы водителя относительно кабины, которые позволяют оценить возможность ударов головой о стенки и потолок.

17. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ НА ФОРМИРОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ МНОГООСНОГО АВТОМОБИЛЯ

Подводя итоги и обобщая результаты исследований, изложенные в данной главе, можно определить роль и место общих

конструктивных решений многоосных и многоопорных автомобилей в формировании их колебаний. Раздельный анализ важных факторов, формирующих колебания, показал, что компоновка ходовой части автомобиля практически не оказывает влияния на собственную частоту и коэффициент апериодичности вертикальных колебаний и на параметры колебаний неподрессоренных масс.

Параметры продольно-угловых колебаний зависят от схемы ходовой части автомобиля, однако размещение осей по базе имеет малое влияние. Собственная частота и коэффициент апериодичности прн изменении коэффициента размещения осей по базе в допустимых границах на всех типах автомобилей изменяются в пределах 10... 15%, Автомобиль со сближенными крайними осями имеет более высокие собственную частоту и параметры гашения угловых колебаний по сравнению с автомобилем, имеющим сближенные центральные оси. Угловая частота и коэффициенты гашения колебаний уменьшаются наиболее интенсивно (до 35%) с увеличением числа осей до шести. Далее частота и гашение колебаний практически стабилизируются.

При анализе колебаний многоосных автомобилей, движущихся по неровностям гармонического профиля различной длины, установлено наличие зависимости между длиной неровности, компоновкой ходовой части и амплитудами колебаний.

Форма кривых возмущающих функций для любого числа осей и любого их расположения по базе в диапазоне длин гармонических неровностей от 2 м до оо характеризуется общими закономерностями. Максимальное значение амплитуды возмущающей функции вертикальных колебаний не зависит от числа осей и их расположения по базе. Этот максимум возмущений может возникать на неровностях Sh<L (в узком диапазоне длин неровностей) и на неровностях 5 ~оо.

Максимальное значение амплитуды возмущающей функции угловых колебаний зависит от числа осей, базы шасси и от расположения осей по базе. Меньшее до 20% максимальное значение возмущения имеют автомобили со сближенными центральными осями по сравнению с тележечной схемой. Максимальных значений угловые возмущения достигают на коротких неровностях (в узком диапазоне) и на неровностях 5 ~2Z..

В диапазоне длин неровностей от 2 м до 2L имеется несколько экстремальных точек как для угловых, так и для вертикальных возмущений. На неровностях 5 L максимальные значения амплитуды вертикальных возмущений, как правило, соответствуют минимальным значениям угловых, а минимальные значения амплитуды вертикальных возмущений - максимальным значениям угловых. На неровностях S >L амплитуда угловых возмущений стремится к максимуму, а затем с увеличением длины неровностей до оо асимптотически приближается к нулю. На не-

ровностях 5h>1,5L амплитуда вертикальных возмущений изменяется от минимальных до максимальных значений, которые соответствуют Sh~oo. На неровностях 5н<1 м чередование максимальных и минимальных значений обеих возмущающих функций настолько частое, что определить характер возмущения такой неровности практически не представляется возможным, к тому же на неровностях такой длины существенно влияние сглаживающей способности шин.

Исследования на АЭВМ и на механических моделях вынужденных колебаний автомобиля с различным размещением заданного числа осей по базе одной длины при принятых допущениях показали, что расстановка осей по базе не оказывает существенного влияния на колебания подрессоренных масс и ее нельзя считать решающим конструктивным мероприятием для получения высоких показателей плавности хода автомобиля. При выборе схемы ходовой части следует исходить из других более важных эксплуатационно-технических характеристик.

Для получения высоких показателей плавности хода многоосных автомобилей основное внимание должно быть сосредоточено на выборе оптимальных характеристик подрессоривания. При этом рекомендации по оптимизации характеристик подрессоривания, касающиеся выбора жесткости подвески, величины статических и динамических ходов подвески, величин гашений и сухого трения, разработанные для двух- и трехосных автомобилей, полностью могут быть отнесены к многоосным и многоопорным автомобилям.

В результате расчетов на АЭВМ и экспериментальных исследований может быть сделан вывод, что оценку схем ходовой части автомобиля с точки зрения вынужденных колебаний в резонансном режиме можно проводить по возмущающим функциям, так как амплитуды последних примерно пропорциональны соответствующим амплитудам перемещений подрессоренной части автомобиля.

Изменение в схеме автомобиля числа осей и их размещения по базе не оказывает существенного влияния на характер (качественную сторону) возмущающих функций и вынужденных колебаний в резонансном режиме. С изменением схемы меняется только длина неровностей, вызывающих соответствующие возмущения. Каждому автомобилю присуща своя возмущающая функция, поэтому сравнение плавности хода различных автомобилей на одних и тех же неровностях без учета возмущающей функции недопустимо, поскольку дает несравнимые результаты. Увеличение числа осей и связанное с этим увеличение базы автомобиля может существенно улучшить показатели продольно-угловых колебаний главным образом за счет уменьшения вероятности появления максимальных значений возмущений в реальных дорожных условиях.

Особенности колебаний сочлененных автомобилей обусловливаются наличием шарнирной связи между звеньями. Определяющее влияние на характеристики колебаний сложной системы сочлененного автомобиля и ее отдельных элементов оказывают подрессоривание колес отдельных секций и наличие сил упругости и демпфирования в шарнирной связи. Создание даже относительно небольших по величине жесткости и демпфирования в шарнире приводит к значительному (почти в 2 раза) уменьшению амплитуд угловых колебаний секций в дорезо-нансной и резонансной зонах колебаний.

Для многоосных автомобилей характерны новые проблемные вопросы, подлежащие детальному изучению при исследовании колебаний. Одним из них является исследование вторичного подрессоривания отдельных элементов автомобиля - силового агрегата, кабины, грузовой платформы и т. п. В определенных условиях неправильный выбор характеристик вторичного подрессоривания при оптимальной подвеске колес может обусловить низкие показатели плавности хода многоосного автомобиля. В связи с этим для многоосных автомобилей обязательным этапом при проработке общих конструктивных решений должен быть выбор характеристик подрессоривания кабин, сидений, силового агрегата и грузовой платформы. При расчете вибронагруженности челове-га могут быть использованы рекомендации, изложенные в данной главе, учитывающие пространственное внбронагруженне человека и комплексное нормирование во времени и в октавных полосах допустимых нагрузок по международному стандарту ИСО