КОЛЕБАНИЯ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ И КОМПОНОВКА ХОДОВОЙ ЧАСТИ
От характеристик колебаний автомобиля зависят важные показатели плавности хода, влияющие на средние скорости движения, сохранность перевозимого груза и утомляемость водителя и пассажиров. Значение этих показателей повышается, если учесть особенности грузов, перевозимых многоосными автомобилями, и необходимость использования высоких и средних скоростей при движении по плохим дорогам. Поэтому исследование причин, влияющих на колебания, имеет для грузовых автомобилей важное значение.
Исходя из дели разработки теории общих конструктивных решений в соответствии со структурой сложной системы взаимосвязи общих конструктивных решений с эксплуатационными свойствами и внешними условиями движения следует ограничиться исследованием влияния на колебания двух основных факторов общих конструктивных решений — числа колесных осей (опор) и схемы размещения их по базе, т.е. компоновки ходовой части. Число колесных осей, увеличивают для повышения грузоподъемности при заданной нагрузке на ось, поэтому задачу исследований колебаний следует решать для переменного числа колесных осей и соответствующих переменных значений массы и момента инерции автомобиля.
Грузоподъемность многоосного автомобиля зависит от числа осей $n$, что определено в результате обобщения статистических показателей автомобилей с нагрузкой на ось $100 kH$ и выше. Установлена также зависимость базы $L$ автомобиля от $n$. Статистические данные подтверждают правомерность принимаемой при исследовании колебаний многоосного автомобиля исходной позиции о непостоянстве массы и момента инерции с изменением числа осей. При условии постоянства массы и момента инерции и переменном числе осей представляет теоретический интерес рассмотрение колебаний автомобиля.
ДИНАМИЧЕСКАЯ СИСТЕМА, ЭКВИВАЛЕНТНАЯ МНОГООСНОМУ АВТОМОБИЛЮ, И ЕЕ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ
Для теоретического исследования колебаний упругой системы, характерной для рассматриваемых автомобилей, большое значение имеет правильный выбор расчетной схемы, которая наиболее полно отражала бы важнейшие факторы, влияющие на колебания. Большое разнообразие применяемых эквивалентных колебательных систем автомобилей во многом объясняется различием исследуемых объектов и конкретных задач, решаемых при исследовании. Современный уровень теории колебаний позволяет рассматривать самые разнообразные расчетные схемы — от простейших одномассных до пространственных многомассных. Возможности современных компьютеров позволяют решать задачи с учетом многих физических явлений, сопровождающих колебания.
При рассмотрении задачи колебаний многоопорного автомобиля можно принять ряд допущений, которые упрощают анализ и дают возможность выявить влияние числа осей n их компоновки на колебания в чистом виде. Поскольку независимые переменные изменяются в продольной плоскости, оставаясь постоянными в поперечной, можно рассматривать только плоскостную расчетную схему колебаний многоопорного автомобиля. Далее принято, что грузовая платформа с ее несущим элементом (рамой), грузом и надстройками является твердым телом, имеющим продольную плоскость симметрии, в этом случае деформациями рамы на изгиб можно пренебречь. Однако следует отметить, что если для некоторых двухосных автомобилей это условие вполне допустимо, то для оценки плавности хода многоосных автомобилей, являющихся длиннобазными, следует учитывать изгибную податливость рамы и упругое крепление на ней многих элементов (кабины, груза и т.п.). При исследовании поперечных угловых колебаний длиннобазных автомобилей не следует исключать из расчетной схемы податливость рамы на кручение. Контакт шин с дорогой можно считать точечным, т.е. вместо распределенной нагрузки от воздействия дороги на площадку конечных размеров шин (колесных опор) условно принять, что на площадку действует одна сила, точка приложения которой определяется ординатой дорожной поверхности над центром колеса или опоры. Такая замена правомерна при рассмотрении движения автомобиля по асфальтобетонным и ровным грунтовым дорогам, однако при движении по дороге с большим числом мелких (высокочастотных) неровностей (крупный булыжник и т. п.) возникает точечный контакт, поэтому необходимо уточнение силы с учетом осредненной по площадке контакта величины неровности. Все прочие допущения являются общепринятыми при исследовании колебаний автомобиля и достаточно обоснованы в технической литературе. К ним относятся следующие: центр тяжести автомобиля движется в продольном направлении с постоянной скоростью; отсутствует влияние продольных и поперечных реакций дороги на колебания масс автомобиля; неуравновешенность и гироскопические моменты вращающихся масс трансмиссии и двигателя равны нулю; перемещения масс автомобиля малы.
С учетом принятых допущений может быть принята эквивалентная схема колебательной системы. Колебания рассматриваются в двух обобщенных координатах $z$ и $\varphi$ и двух вспомогательных координатах $q$ и $\varsigma$, одна из которых связана с дорогой, а другая — с неподрессоренными массами. Система имеет $n+2$ степеней свободы, подрессоренную массу ${M}_{\text{п}}$ с моментом инерции ${J}_{\text{п}}$, $n$ неподрессоренных масс ${m}_{i}$.
В системе подрессоривания действуют две группы сил. К первой группе относятся силы, действующие от оси на подрессоренную массу. Они могут быть представлены суммой $${F}_{i}={F}_{pi}+{F}_{ai}+{F}_{\text{тп i}}$$ где ${F}_{pi}=f(\Delta_i)$ — сила, определяемая характеристикой упругого элемента подвески (рессоры) и являющаяся функцией (в общем виде нелинейной) его перемещения $\Delta_i$; ${F}_{аi}=f(\dot{\Delta_i})$ — сила, зависящая от характеристики амортизатора; обычно является нелинейной функцией скорости перемещения оси; ${F}_{тpi}={R}_{тp}\,sgn\,(\dot{\Delta_i})$ — сила, создаваемая динамической моделью (условный узел, имитирующий трение во всех узлах подвески); ${R}_{тp}$ в расчетах условно принимают постоянной, $R_{тp}=0,11 (G_{п}/n)$ ($G_{п}$ — сила тяжести подрессоренной массы).