|
67 , д С'ЭТ[ФД» Z,„2-Z-(b-b.>p X Лв i i b..V m2 к + К /. + ■ Фл» Zm2-Z-(b-bK>p X \ m2 * / = 0; M,Xm2 + CJ [(Xm2 X) (h rK )p]+ Kl [(xra2 *)(h rk )j>]Zm2 -Z-(b-bK)(p X, M.X-CS[(xm2 -x)-(h -rKЫ-X2[(xm2 -x)-(h-rk>j)]=0; M 2zm2+q (Zm2 z b m2 K / КЭГ 4 дв Zm2 -Z-(b-bK)q> X m2 = Qu2h(t)+K„,2h(l); ‘к у M„z-c;(zm1 z-aq>)K,(zml Z-аф)-C*2(Zm2 Z-bcp)-к2(гт2-г-аф)+^ 4>да Zm2 -Z-(b-bK)cp X m2 1 к + + К b. 9*> i Zm2-Z-(b-b> X m2 = 0; K 7 J„ X + K2(h-rJ2 К / X m2 , xm2-xl 9 -TJ + K„(b-b.) I ^Фдв + P ‘ К у Zm2-Z-(b-bK>p X m2 1 b. |
80 Вынужденные колебания легкового автомобиля на подвеске без учета влияния трансмиссии для исследования подвески описываются следующей системой дифференциальных уравнений: M„z-q(za, Z + аф)-K,(zm, Z + acj>)-G(Zn,2 Z + аФ)-K:(z„l2 -Z + аф)= 0 ]„Ф + C;a(Zn„ Z + аФ)-K,a(Zm, Z + аф) Cb(Zm2 Z+acp)K2b(zm2 -Z + аф)=0 M2Z„12 + C\(Zm2 Z + аФ)+ K2(Zm2 Z + аФ)+Q2Zm2 + Kuj2Zm2 = d2h(t)+ Km2h(t) M,zm, +C(zml -z+a На связанность колебаний подвески и трансмиссии влияет жесткость «на выкручивание» подвески ведущего моста и «плечо связи» Ьр, характеризующее кинематику подвески. «Плечо связи» является более общим параметром, но для подвески на продольных листовых рессорах удобнее использовать жёсткость «на выкручивание»; предложенная динамическая схема автомобиля и система из 7 дифференциальных уравнений (25 и 26), описывающих взаимосвязанные колебания подвески и трансмиссии, достаточно полно отражают реальный процесс. Предложенные параметры «плечо связи» и жесткость «на выкручивание» имеют чёткую физическую трактовку и являются конструктивными параметрами, величины которых можно определять на стадии проектирования; основываясь на вышеприведенных теоретических исследованиях, можно обоснованно проектировать подвеску ведущего моста автомобиля с учетом её взаимосвязанности с трансмиссией. |