Однако амортизатор с эффективной разгрузкой не обеспечивает требуемого гашения колебаний колес в области высокочастотного резонанса, вследствие чего резко увеличивается вероятность отрыва колес от дороги и нарушаются требования устойчивости автомобиля. Опасность этого явления тем более значительна, что возникновение отрывов колес существенно уменьшает высокочастотные ускорения (штрихпунктирные линии) и создает даже у опытного водителя иллюзию хорошей плавности хода и ровности дорожного покрытия. Кроме того, интенсивные высокочастотные колебания колес отрицательно влияют на долговечность шин, упругих элементов, деталей рулевого управления, трансмиссии и т.д. Исследования с применением аналоговых и цифровых вычислительных машин показывают, что условия отрыва колес существенно зависят от упругости монтажных узлов гасителей колебаний, которые обусловливают релаксационный эффект. Так, при наличии резиновых монтажных втулок в отличие от жесткого крепления начало отрывов колес возникает при большей частоте возбуждения и соответственно сужается полоса частот отрыва.

Трудности аналитического решения в случае других могут быть в значительной мере уменьшены при использовании упомянутых графоаналитических методов анализа и построения характеристик гашения, т.е. зависимостей. Зависимость коэффициента от основных колебательных параметров системы, сохраняется всегда. Вместе с тем выявляется, как показано, зависимость от амплитуды и скорости колебаний, а в случае вынужденных колебаний и от параметров возбуждения. Если значение, определенное по приведенным формулам, то получим эквивалентный коэффициент относительного затухания. Так как эквивалентный коэффициент функционально связан, то и коэффициент является функцией тех же параметров. Вычисляя для различных скоростей, найдем также и соответствующие коэффициенты. По результатам расчетов построим график в координатах и получим значение критерия затухания при любой скорости колебаний. Характеристики затухания и гашения соответственно для свободных и вынужденных колебаний отличаются несущественно. При исследовании ряда вопросов гашения колебаний, определении влияния параметров нелинейного сопротивления и диагностировании гасящих свойств систем подвески рекомендуется рассматривать преобразованную амплитудно-частотную характеристику (АЧХ) системы.

В основу оптимизационного анализа, как и в случае фрикционных гасителей колебаний, целесообразно положить вероятностный метод оценки допустимых отклонений конструктивных размеров и рабочих параметров: вязкости и плотности жидкости, ее скорости течения и перепадов давлений, определяющих рабочую характеристику гидроамортизатора. Задача такого анализа является несравненно более сложной, чем решенная выше для листовых рессор. Поэтому ниже дается лишь общий подход к решению (которому посвящен специальный раздел в книге) и прежде всего показана неприемлемость линейных характеристик гидроамортизаторов. Рассмотрим поставленную проблему. Перепад давлений в дросселирующей системе определяется гидравлическими потерями на трение на прямолинейных участках каналов и на удар в местах, где скорость течения жидкости изменяется по величине или направлению. В том и другом случае потери определяют в долях кинетической энергии потока и вычисляют по известным формулам. Для примера анализа рассмотрим течение жидкости в элементарном дроссельном отверстии или трубке диаметром и длиной.

Проектный расчет характеристики амортизатора, нерегулируемого в дорожных условиях, сводится к тому, чтобы удовлетворить в первом приближении указанные требования и определить следующие параметры силы сопротивления: 1 — средний коэффициент сопротивления на начальном (дроссельном) участке; 2 — скорость колебаний, при которой должны включаться в работу клапаны; 3 — несимметричность характеристики на начальных участках; 4 — усилия сопротивления, соответствующие началу открытия клапанов, и 5 — коэффициенты сопротивления на клапанных участках характеристики. Указанные параметры сил сопротивления являются обобщенными и приведенными к колесу, т.е. не учитывают особенности установки амортизатора в подвеске: на рычаге, под углом и т.п. Поэтому заключительной операцией расчета является преобразование (перестроение) характеристики силы сопротивления, приведенной к колесу, в характеристику собственно амортизатора. Ниже рассмотрен широко используемый на практике метод расчета исходной характеристики амортизатора, учитывающий современные представления о колебаниях в подвеске и максимально допустимые уровни ускорений колебаний на рабочем месте водителя (оператора).

Средний коэффициент для несимметричной характеристики будет равен, как показано выше, полусумме эквивалентных коэффициентов сопротивления на отдаче и сжатии, которые подсчитываются отдельно по данным выражениям. Проинтегрируем нелинейное дифференциальное уравнение. Напомним, что решение таких уравнений является действительным, лишь обусловливают определенную максимальную скорость колебаний. Для всех других значений эквивалентный коэффициент сопротивления будет иной, т.е. его нужно определять для каждого отдельного случая. Это усложняет аналитическое решение и повышает целесообразность использования ЭВМ. В качестве примера найдем выражение для случая квадратичной зависимости силы сопротивления от скорости колебаний. Подставим последнее выражение и после возведения в квадрат правой и левой части получим биквадратное уравнение. Абсолютную амплитуду колебаний найдем из приведенного выше соотношения, в котором параметр теперь может быть определен на основании полученных выражений, так как амплитуда уже известна.

Эффективность данного конструктивного решения обусловлена тем, что при применении центральных межлистовых прокладок нейтрализуется разрушительное действие фреттинг-коррозии листов не только в зоне центральной заделки, но и на значительной длине разъединенных листов вплоть до локализованных зон контакта (над концами листов, где приложены силы реакции N). Наилучшие результаты получаются тогда, когда используются и специальные так называемые концевые межлистовые прокладки (рессоры легковых автомобилей). При применении межлистовых прокладок (центральных и концевых) можно нормировать силы трения, обеспечивать более равномерное нагружение листов рессоры по длине, значительно повысить предел выносливости рессоры в асимметричном режиме циклического нагружения, получить дополнительную возможность по экономии металла. Наибольшие силы (трения покоя определяются силами нормального давления между смежными листами или между листами и прокладками). Сила трения между коренными листами зависит также от силы затяжки б3атм, обусловленной креплением литого ушка посредством стремянки.

Показаны примеры конструктивных схем регулируемых без разборки гидроамортиэаторов. В пневмогидравлическом устройстве торможение ферромагнитной суспензии в канале зависит от переменного напряжения на обмотках электромагнита. Сопротивление клапана определяется последовательным перекрытием калиброванных отверстий и увеличением натяга клапанной пружины при навертывании гайки на шток. С этой целью в тарелке донного клапана предусмотрены гнезда для соответствующих выступов гайки. В конструкции клапанного узла повышение сопротивления сжатию в 2−3 раза создается при подъеме заслонки и перекрытия отверстий в шайбе, которая образует с пружиной клапана отдачи дополнительный клапан сжатия. Вместе с тем возрастает и сопротивление отдаче: в варианте до 75 — 120 %, а в варианте Я — до 20 — 30 %. Наиболее эффективным считается последний вариант, т.е. регулирование (автоматическое) сразу нескольких основных рабочих параметров. Однако такое заключение должно быть тщательно проверено в каждом конкретном случае применения регулируемых гидроамортизаторов на основе выбора оптимальных пределов вариаций величин при сжатии и отдаче.

На этом основываются и предложения контроля состояния гасителей колебаний при диагностировании подвески методом свободных колебаний. Однако практический опыт показывает, что в рессорных подвесках такие методы малоэффективны ввиду того, что основные погрешности обусловлены блокирующим действием трения. Теоретические и экспериментальные исследования позволяют рекомендовать учитывать это и для уменьшения погрешностей при расчетах и опытах вводить в анализ эквивалентную жесткость подвески, как показано выше. В реальных дорожных условиях свободные колебания возникают сравнительно редко. Поэтому основное внимание на стадии проектирования подвески следует уделять вынужденным колебаниям двухмассовой системы и оптимизации на такой основе гашения колебаний как подрессоренной, так и неподрессоренной массы, в том числе с учетом возможности использования динамических гасителей колебаний, выполняющих одновременно функции элементов безопасного колеса. Возбуждение неподрессоренной массы дорожными неровностями зависит в большой мере от параметров шин. Колебания неподрессоренной массы, в свою очередь, возбуждают колебания подрессоренной массы через подвеску.

Опыт показывает, что стоимость улучшенных уплотнений редко повышает стоимость гасителя более чем на 6 %, а долговечность при этом значительно возрастает (на десятки и сотни процентов). Несколько сложнее сравнивать технико-экономические показатели гасителей с упругими свойствами (типа ПГУ, гидравлических рессор и т.п.). Обычно такие сравнения проводятся по габаритным размерам и материалоемкости при одинаковой несущей способности (или максимальной энергоемкости Л) и прочих равных параметрах рабочих характеристик. Однако этого, как правило, недостаточно, так же как и удельных показателей типа весовой и объемной удельной энергоемкости. В таких случаях необходимо учитывать не только упругие свойства, но и гасящий эффект металлических и неметаллических рессор. Так, для листовой рессоры требуется дополнительный гаситель колебаний мощностью около 4,5 кВт, а для торсиона и стержня ~ 8 кВт, учитывая, что они в отличие от рессоры Расчеты и опыт эксплуатации показывают, что повышение стабильности характеристик гидроамортизаторов, а также их установка в заднюю подвеску грузовых автомобилей могут обеспечить высокую экономию за счет повышения ходимости шин, рессор, рамы, кузовных конструкций и т.п.

Закон убывания амплитуды колебаний зависит от характера сил трения, действующих на тело. Наиболее распространенным является случай, когда сила сопротивления пропорциональна скорости колебаний. Сила сопротивления всегда направлена против движения системы, поэтому ее можно ввести в уравнение колебаний с тем же знаком, что и силу инерции. При увеличении период колебаний возрастает, а частота уменьшается. Абсолютные значения со временем убывают по закону геометрической прогрессии, знаменатель обусловливает отклонение характера движения, от гармонического. Интенсивность затухания колебаний зависит от коэффициента сопротивления к и характеристических параметров. Наиболее полно эти параметры учитываются относительным коэффициентом затухания, который является критерием подобия колебательных систем. Он может служить для их сравнения, а также для определения необходимых изменений величины к при изменении колебательных параметров — жесткости и массы. Параметр ф называется также коэффициентом апериодичности. В этом случае свободные колебания отсутствуют, и масса, получив начальное отклонение, замедленно возвращается к положению равновесия. Если ф > 1, то движение называют суперапериодическим ; оно протекает еще медленнее апериодического. Коэффициент сопротивления, обусловливающий величину ф = = 1, называют критическим.