книги из ГПНТБ / Жуков А.В. Колебания лесотранспортных машин

Результаты исследований показывают, что смягчающие факторы уменьшают нагрузки при повале дерева при первом ударе в 1,5—2 раза, при втором — в 5—8 раз.

6

Колебания лесотранспортных систем

сбалансирной подвеской

Влесной промышленности, как и во многих других отраслях народного хозяйства, работают в большом количестве транс­ портные средства, оснащенные балансирной подвеской. Такой тип подвески широко применяется на тракторах, автомобилях, прицепно^м составе. Применение балансирной подвески позво­ ляет улучшить проходимость машины, повысить устойчивость

движения, снизить динамические нагрузки на элементы ходо­ вой системы.

Исследованию балансирной подвески лесотранспортных си­ стем посвящен ряд работ. Е. И. Лах [12, 13] рассматривает вертикальную динамику лесовозного автомобильного прицепароспуска. Однако ни он, ни другие авторы не затрагивают воп­ росы поперечно-угловых колебаний систем, оснащенных балан­ сирами. Между тем выбор параметров балансирной подвески с точки зрения снижения величины поперечно-угловых перемеще­ ний транспортной машины весьма важен. Оптимальные значе­ ния параметров бал'ансирной подвески снижают динамические нагрузки на ходовую систему, повышают устойчивость и увели­ чивают скорость движения.

Рассмотрим поперечно-угловые колебания лесотранспортной системы с балансирным комбинированным подвешиванием (рис. 94). Изображенная на схеме подвеска отличается от балансир­ ной подвески серийно выпускаемого прицепа-роспуска 2Р-І5 (ТМЗ-803) тем, что она имеет дополнительный поперечный ба­ лансир, на котором коник с хлыстами закрепляется шарнирно в точке Ог и дополнительно подрессоривается. С целью упроще­ ния задачи предполагаем, что колебания прицепа не связаны с колебаниями тягача. Неподрессоренные массы (балансиры, ко­ леса и др.) считаем сосредоточенными в точках А и В. При ис­ следованиях учитываем жесткость шин и их демпфирование, характеристики упругих элементов считаем линейными [19]. Исходим также из предположения, что поперечно-угловые коле­ бания вызываются неровностями косинусоидального профиля при наезде на них колесами правого борта системы.

Как известно [3,20], поперечно-угловые колебания не свя­ заны с вертикальными и продольно-угловыми. Схема поперечноугловых колебаний рассматриваемой системы приведена на

подрессоренных масс соответственно;

Ь— колея прицепа;

d — расстояние между рессорами;

ср, kp жесткость рессор и коэффициент сопротивления подвески соответственно;

сk жесткость и коэффициент сопротивления шин соот­ ветственно.

Рис. 95. Схема поперечно-угловых колебаний подрессорен­ ных и неподрессоренных масс системы.

Функции воздействия qXu — qt = 0,5 Я (1 —cos и t); q2a —

уравнений движения, описывающих поперечно-угловые колеба­ ния динамической системы с балансирной подвеской:

до 30 см и длиной \ м. Изменение параметров h, d, s, b, а также

о неудачном выборе параметров подвески для данной скорости движения.

Решение уравнений (120) показало, что угловые отклонения подрессоренных масс (угол р) сильно зависят от коэффициентов

Анализ коэффициентов as и а7, проведенный с помощью спе­ циально составленной программы для случая движения системы с расчетной скоростью, позволил выбрать их рациональные зна­

ров системы, при которых были сделаны расчеты, следующие:

колебаний.

значения его соответствуют времени проезда вершины неровно­ сти. Они почти не зависят от скорости движения и колеблются в пределах от 13°30' до 14°. Соответственно этому для скоростей

фициентов аь и а7 являются рациональными для скоростей дви­ жения от 20 до 40 км/ч. При увеличении скоростей движения до

5 10 15 20 V.KM/Ч

ние между рессорами d, показатели демпфирования и упругости подвески. Для сравнения были произведены вычисления для ба-

рессорным подвешиванием. Так, уже при скорости движения 5 км/ч максимум угла крена для первой системы вдвое больше.

Проведенное исследование позволяет утверждать, что дан­ ная схема балансирного подрессоривания с точки зрения дина­ мической на'груженности и устойчивости движения целесооб­ разна, несмотря на значительную конструктивную сложность. Снижение динамической нагруженности и повышение устойчи­ вости движения позволит снизить металлоемкость конструкции, повысить ее долговечность, проходимость, скорость движения и увеличить производительность работы лесовозного автопоезда.

7 Исследование колебаний транспортных систем

при неустановившихся режимах движения

При движении транспортных систем в условиях неровных дорог возникают колебания их подрессоренных и неподрессоренных масс, вызывающие значительные динамические нагрузки

на элементы систем, которые зависят от параметров подвески, общих параметров машины (расположения центра тяжести по высоте и длине, величины базы и др.), качества поверхности пути, скорости движения и т. д.

Исследованию динамики лесотранспортных и других систем при взаимодействии их с неровностями пути посвящены много­ численные исследования [3—5, 8, 19, 62—64 и другие]. Однако большинство их основано на предположении установившегося режима движения. В действительности же, даже исключая раз­ гоны и торможения при трогании с места и остановках, скорость транспортной системы постоянно меняется в значительных пре­ делах. Возникающие при этом колебания влияют на вертикаль­ ные и угловые перемещения масс машины, сказываясь на дина­ мической нагруженное™ деталей и узлов и устойчивости движе­ ния системы.

Динамика процессов трогания с места и торможения транс­ портных систем в предположении ровной поверхности пути под­ робно исследована в работах Е. А. Чудакова [66], Н. А. Буха­ рина [67], Я. X. Закина [35], В. Г. Розанова [65] и других. В действительности машина движется по чередующимся неровно­ стям дорожного полотна. Поэтому естественным будет предпо­ ложить наличие значительного взаимного влияния процессов торможения и разгона машины и колебаний ее масс, вызванных неровностями пути.

Каждый из этих вопросов в отдельности довольно подробно изучен. Важным и интересным представляется их совокупное исследование.

Возьмем, к примеру, следующий случай. При движении авто­ мобиля водитель замечает значительную неровность на дороге. Он, естественно, сразу начинает тормозить, но не успевает до минимума погасить скорость и переезжает неровность. В зави­ симости от того, с какой интенсивностью происходит торможе­ ние, на каком расстоянии была замечена неровность, какова ско­ рость в начале торможения и т. п., характер динамических уси­ лий при наезде на неровность будет различным. Часто в этих условиях наблюдаются весьма интенсивные динамические уси­ лия, которые намного превосходят допускаемые и приводят к перегрузкам элементов ходовой системы и поломкам. Происхо­ дит это, по-видимому, вследствие того, что в момент наезда воз­ никающие на колесах вертикальные нагрузки суммируются с реакциями, появившимися в результате перераспределения масс системы в процессе торможения.

Замечено, что опытные водители перед самой неровностью, даже если они не успели погасить скорость машины, снимают усилие с тормозной педали, интуитивно изменяя перераспреде­ ление инерционных усилий на передних и задних колесах маши-

ны. Тогда переезд через неровность осуществляется более плав­ но. При несвоевременном снятии усилия с тормозной педали возможно совпадение по фазе собственных колебаний системы и

тенсивные колебания кузова, которые гаснут тем быстрее, чем сильнее интенсивность разгона. Видимо, здесь при достижении определенной скорости машины система входит в резонанс и чем

кроме взаимного влияния изменяющихся тяговых (тормозных) сил и возмущений от пути, нужно принимать во внимание взаи­ модействие звеньев автопоезда, которое будет зависеть от его типа, устройства и работы тормозной системы, от особенностей

в результате чего.возникают деформации упругих элементов под­ вески и колебания подрессоренных и неподрессоренных масс транспортной системы. В зависимости от соотношения парамет­ ров подвески системы такие колебания могут оказать значитель­ ное влияние на общую динамическую нагруженность осей авто­ мобиля.

Рассмотрим влияние общих параметров и параметров под­ вески транспортной системы на вертикальные перемещения ее подрессоренных масс при торможении на примере двухосного автомобиля. Учитывая симметричность системы относительно продольной вертикальной плоскости, проходящей через-ее центр тяжести, в расчет принимаем только вертикальные и продольноугловые колебания масс машины. Подвеску принимаем линей­ ной, неподрессоренные массы и сопротивление подвески колеба­ ниям для упрощения выкладок не учитываем [19]. Кроме того, считаем, что автомобиль движется по ровному пути.

Схема колебания автомобиля показана на рис. 100. Полученная на основании принципа Лагранжа система диф­

ференциальных уравнений, описывающих вертикальные и про-