WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |

,

кН/м

,

кН/м

,

кН/м

,

кН/м

Частота f

максимума

, Гц

0,01

166,6

1058,9

0

441,6

0,6

0,02

166,6

1022

0

446,4

4,2

0,03

166,6

762

0

446,4

14,0

Таблица 4

Изменение действительной и мнимой частей динамической жесткости пневморессоры при изменении

(при =0,01м, =0,54м, =10, =0,15 м3)

Значение

изменяемого параметра

пневморессоры, м3

Значение максимальных и минимальных значений действительной и мнимой частей динамической жесткости

,

кН/м

,

кН/м

,

кН/м

,

кН/м

Частота f

максимума

, Гц

0,018

176,6

1645,9

0

734

0,8

0,028

166,6

1058,9

0

441,6

0,6

0,038

157,8

780,4

0

311,4

0,4

ственным частотам различных форм колебаний кузова как твердого тела. Уменьшить жесткость пневморессоры можно также увеличением объема основного резервуара, но в тоже время уменьшается и значение мнимой составляющей динамической жесткости, снижая тем самым демпфирующие свойства пневморессоры. Небольшое (на 20%) увеличение эффективного диаметра пневморессоры приводит к увеличению в 2 раза значений действительной и мнимой составляющих динамической жесткости. Это с одной стороны повышает демпфирующие свойства пневморессоры, но с другой стороны увеличивает собственные частоты колебаний кузова, что нежелательно. Учитывая такое неоднозначное влияние параметров модели пневморессоры на ее упругие и диссипативные свойства при выборе их значений необходимо выполнять оптимизацию этих параметров, что и было выполнено в главе 4.

Третья глава посвящена разработке пространственной кинематической схемы динамической системы экипаж-путь четырехосного вагона рельсового автобуса (рис. 3), составлению уравнений колебаний, выбору исходных данных для расчета и обоснованию методики исследования. Как видно из рис. 3, кузов опирается на две двухосные тележки (тяговую и прицепную) через цен­тральную ступень рессорного подвешивания, а каждая из тележек через буксовую ступень на две колесные пары.

На этом рисунке показана обобщенная механическая модель центральной ступени рессорного подвешивания. Здесь упругие элементы, и диссипативный элемент относятся к схеме модели рельсового автобуса с центральным пневматическим подвешиванием, а и – к схеме модели рельсового автобуса с центральным пружинным подвешиванием. Для упрощения процесса составления уравнений колебаний в рессорном подвешивании модели использованы линейные элементы: пружины и установленные параллельно им гидравлические гасители. При разработке пространственной кинематической схемы динамической системы экипаж-путь были приняты обычные в таких случаях допущения. В соответствии с этими допущениями математическая модель рельсового автобуса имеет 17 степеней свободы. Дифференциальные уравнения колебаний пространственной модели рельсового автобуса были составлены на основе принципа Даламбера. При составлении уравнений было учтено, что тяговая и прицепная тележки и их колесные пары имеют разные массы и моменты инерции.

За исходные данные при выполнении исследования колебаний динамической модели экипаж-путь были приняты массовые, геометрические и жесткостные параметры рельсового автобуса РА1-001. Неизвестные значения моментов инерции кузова Jук и Jxк, подрессоренных масс тяговой и прицепной тележек Jут1, Jут2, Jxт1, Jxт2 и колесных пар Jxкп1, Jxкп2 были определены пересчетом с экипажа-прототипа. В качестве экипажа-прототипа был принят вагон метро модели 81.720 типа «Яуза», производства ОАО «Метровагонмаш». Массовые и

инерционные параметры этого вагона были рассчитаны на предприятии изготовителе при его проектировании и постройке. Выбор экипажа-прототипа был обусловлен тем, что тележки этого вагона метро были использованы и на рельсовом автобусе РА1-001. Исследование вынужденных вертикальных колебаний

динамической модели вагона рельсового автобуса в работе было выполнено в частотной области, где основными характеристиками установившихся колебаний являются частотные характеристики и спектральные плотности. Для выполнения исследований из области времени был осуществлен переход в область пространства Фурье с оператором. Выполнив преобразование Фурье системы дифференциальных уравнений, получена система алгебраических уравнений с комплексными коэффициентами, которая в матричной форме имеет вид:

. (5)

где – инерционная матрица размером 1717; – диссипативная матрица, а – матрица жесткостей того же размера;,, – матрицы-столбцы, размером 171, изображений ускорений, скоростей и координат; – матрица изображений возмущающих сил размером 172.

Необходимые для исследования вынужденных колебаний ЧХ находились при решении методом Гаусса системы уравнений (5), описывающей колебания исследуемой модели. В результате решения этой системы определялись ЧХ, связывающие изображения 17-ти обобщенных координат с изображением эквивалентной геометрической неровности под первым колесом на правом рельсе.

Спектральные плотности случайных процессов, необходимых для определения показателей динамических качеств (ПДК), вычислялись по формуле Шеннона:

. (6)

При выполнении расчетов зависимостей ПДК от скорости движения в качестве возмущения использовалась спектральная плотность случайного процесса эквивалентной геометрической неровности пути. Эта спектральная плотность была получена при обработке результатов динамико-прочностных испытаний, выполненных кафедрой «Электрическая тяга» МИИТа в 1972 году на участке железнодорожного пути удовлетворительного качества, в летнее время, и для удобства использования в расчетах аппроксимирована следующим выражением:

, (7)

где - дисперсия эквивалентной геометрической неровности (в расчетах для участка железнодорожного пути удовлетворительного качества было принято25 мм2); – текущее значение частоты, рад/с; – частота j-го максимума спектральной плотности; – доля дисперсии, приходящейся на j-ый максимум спектральной плотности; – половина ширины j-го максимума спектральной плотности на половине его высоты.

В соответствии с принятыми нормами было предусмотрено выполнение оценки динамических свойств модели вагона рельсового автобуса по максимальным значениям ускорений кузова, коэффициентам динамики в вертикальных связях кузова с рамами тележек и рам тележек с колесными парами, а также по коэффициентам плавности хода кузова.

При обработке результатов исследований максимальные значения ускорений и динамических прогибов вычислялись как средние значения абсолютного максимума соответствующих случайных процессов:

, (8)

где – среднее квадратичное отклонение случайного процесса динамического прогиба, ускорения или перемещения; – эффективная частота соответствующих случайных процессов; – время реализаций этих процессов.

Как известно при исследовании вынужденных случайных колебаний необходимо выяснить, по каким из видов колебаний модели и на каких скоростях движения могут возникнуть резонансные явления. Обычно на этих скоростях показатели динамических качеств экипажа превышают допустимые значения. Для определения значений резонансных скоростей движения необходимо знать собственные частоты колебаний кузова и тележек.

Значения этих частот для модели рельсового автобуса с пружинным рессорным подвешиванием были определены в работе, используя систему, состоящую из 17 дифференциальных уравнений. Для такой сложной системы с линейными коэффициентами наиболее подходящим методом определения собственных частот колебаний является QR–алгоритм Френсиса – Кублановской. Этот метод, как известно, дает наиболее точные результаты. В соответствии с ним для определения собственных частот вычисляют собственные значения матрицы А, составленной из коэффициентов системы дифференциальных уравнений с нулевой правой частью. Для получения матрицы А система дифференциальных уравнений была приведена к форме Коши и был понижен ее порядок. После понижения порядка матрица размером 34x34 может быть представлена в виде четырех подматриц:

, (9)

где – единичная матрица; – нулевая матрица.

Результаты исследования свободных колебаний приведены в главе 4.

В четвертой главе выполнено исследование свободных и вынужденных вертикальных колебаний моделей рельсового автобуса с центральным пружинным и с пневматическим подвешиваниями. Результаты исследования свободных колебаний использовались при анализе вынужденных случайных колебаний.

Перед исследованием вынужденных колебаний была выполнена проверка правильности составленных уравнений и их дальнейшей алгоритмизации. Порядок этой проверки был следующим. При исследовании вынужденных колебаний модели вагона рельсового автобуса с пружинным рессорным подвешиванием для определения ЧХ задавались совместные гармонические возмущения на подпрыгивание и боковую качку каждой колесной пары по очереди. На остальные колесные пары при этом принудительно задавались нулевые возмущения. Используя полученные таким способом ЧХ, вычислялись зависимости ПДК от скорости движения. Правильность составления проверялась как по значениям ЧХ, так и по значениям ПДК. Из-за симметрии модели должно иметься совпадение результатов расчета при подаче возмущений на первую и четвертую колесные пары, а также на вторую и третью. Выполненная в работе таким способом проверка подтвердила правильность составления уравнений и их алгоритмизации при программировании.

В четвертой главе приведены результаты исследования вынужденных случайных колебаний рассматриваемых моделей рельсового автобуса в виде спектральных плотностей случайных процессов колебаний. Их анализ показал, что практически вся энергия исследуемых процессов сосредоточена вблизи частот собственных колебаний кузова и тележек, а также, что увеличение скорости движения увеличивает дисперсию соответствующих случайных процессов.

Далее были определены ПДК рассматриваемых моделей. На рис. 4 представлены зависимости от скорости движения коэффициента плавности хода и максимального ускорения кузова над первой шкворневой точкой, а также коэффициента динамики в связи кузова с рамой первой (тяговой) тележки и коэффициента динамики в связи рамы первой (тяговой) тележки с левым колесом первой колесной парой.

Выполненный анализ показал, что величины ПДК близки к своим допустимым значениям. Это особенно видно по коэффициентам динамики в связях кузова с рамой тележек (кдц2,4 превышают допустимое значение 0,2), а также по коэффициентам динамики в связях рам тележек с колесными парами. Поэтому целесообразно для возможности эксплуатации рельсовых автобусов на участках железнодорожного пути с различными характеристиками выбрать оптимальные параметры рессорного подвешивания.

Результаты динамических испытаний рельсового автобуса РА1-001, выполненных ВНИИЖТом также показывают, что для повышения его динамических качеств необходимо изменить параметры рессорного подвешивания. Исходя из этого в работе была проведена оптимизация параметров рессорного подвешивания исследуемой модели вагона рельсового автобуса. Эта задача заключается в определении оптимальных параметров рессорного подвешивания вагона рельсового автобуса при исследовании его случайных колебаний в вертикальной плоскости. При этом за частные критерии были приняты ПДК, т. е. использовалось 18 частных критериев. Процедура решения предусматривала на первом этапе однокритериальную оптимизацию выбора параметров рессорного подвешивания, обеспечивающую минимизацию каждого частного критерия. Для этого был использован метод деформируемого многогранника (метод Нелдера-Мида), т. е. метод, в котором не требуется выполнять вычисление производных от критериев оптимизации.

а) б)

в) г)

Рис. 4 Графики зависимостей от скорости движения показателей динамических качеств моделей рельсового автобуса с центральным пружинным (сплошные линии) и центральным пневматическим подвешиваниями (пунктирные линии)

а) коэффициента плавности хода кузова над первой шкворневой точкой

б) максимального ускорения кузова над первой шкворневой точкой

в) коэффициента динамики в связи кузова с рамой первой (тяговой) тележки

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»