Файл: Жуков А.В. Колебания лесотранспортных машин.pdf

качественную и количественную оценку этого влияния. Описан­ ная методика может быть использована при проектировании лесовозных автопоездов с целью оценки и выбора их оптималь­ ных параметров.

2

Вертикальная динамика лесотранспортных машин

При исследовании колебаний транспортных машин в про­ дольной вертикальной плоскости обоснованно [3, 5] выделяются вертикальные линейные и продольно-угловые перемещения их масс. Для сложных транспортных систем, включающих, как правило, два или более связанных между собой звеньев, общее число степеней свободы велико, что усложняет изучение колеба­ ний этих систем. Поэтому при исследованиях расчетные схемы часто упрощают, вводя соответствующие допущения.

Расчетная схема лесовозного автопоезда с учетом упругости пакета хлыстов разработана Б. Г. Гастевым, В. И. Мельниковым [5] и усовершенствована Б. В. Билыком [10], Н. И. Библюком [11], И. П. Ковтуном [27], И. И. Леоновичем [70] и другими.

Основные положения, принятые при разработке динамичес­ кой модели лесовозного автопоезда, заключаются в следующем. Масса пакета хлыстов распределяется на несколько точек, в про­

равен моменту инерции всех трех масс относительно той же точ­

схеме пружины) с приведенными коэффициентами жесткости. При составлении расчетной схемы характеристики элемен­

имеет три степени свободы и ее колебания в продольной верти­ кальной плоскости описываются тремя дифференциальными уравнениями движения. Если неподрессоренные массы учтены, этих уравнений пять.

В случае системы с тремя степенями свободы вынужденные вертикальные колебания описываются следующими дифферен­ циальными уравнениями [б] :

сти транспортной системы, расчетная схема которой может быть

При составлении расчетной схемы приняты следующие до­ пущения: упругие элементы подвески системы считаем линейны­ ми, воздействие от микронеровностей дороги передается только через движущие органы машины. Предполагаем, что конец стержня, свисающий за машиной, свободно опирается на землю в точке касания; изгибом свисающего конца стержня пренебре­ гаем, т. е. условно приподнимаем точку его опоры о почву до

системы можно воспользоваться спектральной теорией подрессоривания. Однако выражения передаточных функций получа­ ются слишком громоздкими, неудобными для применения.

Система, приведенная на рис. 54, может быть с целью облег­ чения анализа ее параметров несколько упрощена. Считаем ко­ нец стержня, лежащий на почве, защемленным. Упругую линию его при колебаниях принимаем примерно такой же, что и при статическом нагружении силой, сосредоточенной в точке А. Мас­ су стержня с учетом коэффициента приведения присоединяем к массе МЛ машины. Упругие элементы подвески считаем приве­ денными к одной оси, т. е. систему условно считаем одноосной.

Тогда продольно-угловые и вертикальные колебания систе­ мы описываются двумя дифференциальными уравнениями дви­ жения вида:

(ср — приведенный коэффициент жесткости подвески); k — при­

Сделав преобразования Лапласа, разделив почленно каждое уравнение на функцию воздействия F(s) и произведя преобра­ зование Фурье, получим выражения для амплитудно-фазовых частотных характеристик вертикальных и угловых колебаний системы:

Как показывает анализ выражений (86) и (87), амплитуда продольно-угловых колебаний в сравнении с амплитудой верти­ кальных незначительна. Модуль частотной характеристики вер­

Согласно теории стационарных случайных функций, спект­ ральная плотность амплитуд вертикальных колебаний опреде­ лится по известной формуле 5 (to ) = | Wz (і to) | 2 ф (to), из ко­ торой видно, что наименьшие амплитуды реакций для данного пути можно получить, изменяя соответствующим образом вели­ чину | Wz (/to) I . Максимальное значение модуля частотной ха­ рактеристики, как видно из формулы (88), будет при той частоте колебаний, когда Мя ш2 /2 — с—О. Отсюда частота наибольших колебаний

рациональной частоты для расчетной скорости движения, т. е. частоты, при которой не будет наблюдаться всплеска или уве­ личенных значений Ф (to). Учитывая информацию о желаемом диапазоне рабочих частот, по формуле (89) выбираем приведен­ ную жесткость системы с- Затем, пользуясь формулой (88), подбираем значение коэффициента сопротивления амортизато­ ров k, наилучшим образом согласующееся со всеми другими параметрами, т. е. массой системы, жесткостью рессор, жест­ костью стержня и т. д.

Анализ формулы (88) показывает, что с увеличением жест­ кости с амплитуда z вертикальных колебаний системы возра­ стает, но это не значит, что путем уменьшения с можно до бес­