Свободные колебания массы на упругом элементе
Рассмотрим свободные (т.е. после(!) возбуждающего толчка) колебания массы.
Сила, развиваемая упругим элементом, пропорциональна его жесткости и прогибу: .
Сила инерции, действующая на массу, пропорциональна ускорению: (точки над переменной означают производную по времени).
В статическом состоянии имеем: (Fст численно равна mg).
Баланс сил имеет вид:
или .
Приведем уравнение к каноническому виду (т.е. старшая производная должна быть без коэффициентов):
.
Обозначим С/m = ω2 (где ω – собственная частота системы), тогда
.
Характеристическое уравнение имеет вид:
К2 + ω2 =0; К2 =– ω2; К = i· ω
Решение дифференциального уравнения ищем в виде:
.
Из начального условия известно, что при t = 0 и z = 0. Откуда B = 0.
Тогда
. . . .
Приведение жесткостей упругого элемента и шины:
Деформация подвески складывается из деформаций шины и пружины под действием внешней силы (подрессоренной массы, неподрессоренную не учитываем):
;
Тогда окончательно получим: .
8.3. Свободные колебания подрессоренной массы двухосного автомобиля без учета затухания и влияния неподрессоренных масс (масса на 2х пружинах)
Заменим жесткость рессоры Ср и жесткость шины Сш приведенной жесткостью подвески Спр. (Неподрессоренной массой mн в первом приближении (в этом параграфе) пренебрегаем.)
После таких допущений остается 2 степени свободы: вертикальное перемещение z0 и поворот α в продольной вертикальной плоскости. Оба эти движения вызывают изменение прогибов z1 и z2 упругих элементов и возникновению сил Спр1·z1 и Спр2·z2 действующих со стороны этих элементов на подрессоренную массу.
Уравнения сил и моментов запишутся следующим образом:
где – радиус инерции подрессоренной массы относительно поперечной оси ОУ; Jy – момент инерции подрессоренной массы относительно той же оси; aп и bп – расстояние от передней и задней осей до центра подрессоренной массы.
Выразим z0 и α через координаты z1 и z2:
Из прямоугольного треугольника АВС
или для малых углов в рад *;
Из того же треугольника
è è è
.
Подставим вторые производные в систему:
Обе части первого уравнения умножим на b, а левую часть перепишем:
,
затем вычтем из второго уравнения и упростим
Вновь первое уравнение системы умножим теперь на а
затем сложим со вторым уравнением системы и упростим
Приведем систему к каноническому виду:
Введем обозначения:
;
Тогда система примет вид:
– мат. модель колебания массы на двух упругих элементах без амортизаторов
Система является «связанной», т.к. в каждое из уравнений входят два ускорения по z1 и z2. Это проявляется в том, что колебания передней и задней части автомобиля представляет собой сумму двух синусоидальных колебаний с различными амплитудами и частотами, зависящими от параметров обеих подвесок.
После решения получим низкую и высокую собственные частоты системы:
.
Если = 0, то – гармонические колебания точки В и А соответственно. Чем больше , тем больше взаимное влияние подвесок. = 0, если .
Вводят коэффициент распределения подрессоренных масс .
Для большинства полностью груженых автомобилей (легковых и грузовых) не более 20 %.
Если εу =0,8…1,2, то собственные частоты подвесок (в данном случае равные парциальным*) можно найти следующим образом
.
*Парциальная частота – это частота колебаний сложной системы, если все степени свободы, кроме одной, устранены.
Дата добавления: 2016-03-15; просмотров: 1034;