Что такое шасси автомобиля? 2 современных типа конструкции

Листовая рессора представляет собой упругий элемент, состоящий из одного или нескольких листов. Как правило, рессора крепится посередине к неподрессоренной части транспортного средства, а по концам — к подрессоренной части в случае, когда подвеска выполнена для одного колеса, и наоборот, когда подвеска выполнена для тележки.

Многолистовая рессора представляет собой пакет из нескольких рессорных листов, скрепленных между собой. Лист, на котором выполнено или к которому крепится ушко рессоры, называется коренным, а лист (листы), который страхует подрессоренную массу транспортного средства от падения в случае поломки коренного листа или ушка, — подкоренным. Крепление рессоры посередине выполняется обычно с помощью стремянок, имеющих и-образную форму, а крепление неподвижного конца рессоры к кронштейну рамы — с помощью металлической оси, либо непосредственно контактирующей с ушком рессоры, либо связанной с ним через резинометаллический шарнир. Такая подвеска характерна для задних осей некоторых легковых автомобилей, передних осей грузовых автомобилей с нерегулируемым положением рамы, задних осей грузовых автомобилей, а также осей прицепов и полуприцепов, не обеспечивающих регулирование уровня пола по высоте.

Квантификация вибраций автомобиля

Почти сразу после появления автомобиля, в начале 20-го века были разработаны под­ходы к квантификации комфортабельности езды. Очень быстро было обнаружено влия­ние комфорта — в частности, в случае с профессиональными водителями — на хорошее физическое и психическое состояние, а также на здоровье водителя и, стало быть, на общую безопасность дорожного движения. Соответ­ственно, были предприняты попытки вывести переменные, описывающие комфорт, и срав­нить их в виде объективных коэффициентов комфорта для различных типов автомобилей и дорог. С тех пор был определен целый ряд различных методов оценки, основанных почти исключительно на сигналах ускорения в районе сиденья водителя и вокруг него. Здесь учитывается частотно-зависимая чувствитель­ность людей к вибрациям и колебаниям, возни­кающим в различных положениях, имеющим различный характер и направленность (по­ступательная или вращательная; направления х,у,z) посредством соответствующих взвеши­вающих частотных фильтров.

Широко используются два подхода-Дирек­тива VDI 2057 и стандарт ISO 2631. Эти методы анализа, несмотря на относительно низкие затраты по сравнению с другими, имеют большое информативное значение. В то же время, они образуют основу для многих других подходов к оценке комфорта, разра­ботанных в 90-е годы и позднее. В используемых до сих пор методах ускорения, вызываемые возбуждением в различных точках измерения (положениях инициации), обычно служат для определения коэффициента общего комфорта (например, на основе нескольких частичных коэффици­ентов комфорта в различных точках измере­ния), т.е. измерения нагрузки на пассажиров. Ускорения являются прежде всего частотно- взвешиваемыми (т.е. амплитуды различных частот привязаны к частотно-зависимым коэффициентам) и впоследствии приводятся к какому-то значению, например, по методу среднеквадратических значений RMS в соответствии со следующим уравнением:

a_RMS= √ (1/T ∫T a_w2(t) dt )

или по методу среднеквадратических значений RMQ (корень четвертой степени, в со­ответствии со следующим уравнением:

a_RMQ= 4√ (1/T ∫T a_w4(t) dt )

В зависимости от количества оцениваемых точек измерения в последующей операции должен формироваться общий коэффици­ент. Для Директивы VDI 2057 имеет отношение только оценка точки измерения с наибольшей нагрузкой. Все поступательные ускорения этого положения инициации (рука, сиденье или нога) в одинаковой мере учитываются в расчете коэффициента. Однако для взвешива­ния отдельных положений инициации пока не разработано никаких единых спецификаций. Причина этого кроется в том, что многие общие условия предметных испытаний определяли правило суммирования для общего коэффи­циента комфорта, образуемого из частичных коэффициентов комфорта, сильно отличавшихся друг от друга.

Для обеспечения сопоставимости коэффи­циентов отдельных методов расчета общий коэффициент комфорта часто стандартизиру­ется по стандартной шкале VDI. В то же время, объективным коэффициентам присваиваются вербализованные уровни интенсивности на­грузки (в помощь оценке предметов испы­таний).

Разница между отдельными методами оценки комфорта кро­ется в основном в количестве оцениваемых точек измерения, в спецификации расчета для образования частичного коэффициента комфорта из сигнала временного ускорения (метод RMS и RMQ) и, наконец, в рассеянном взвешивании различных сигналов ускорения при слиянии для образования общего коэффи­циента комфорта. К тому же еще окончательно не прояснён вопрос касательно частотного взвешивающего фильтра, используемого в зависимости от точки измерения. Функции взвешивания частоты, большинство из кото­рых определены эмпирическим путем, сильно отличаются друг от друга, особенно в низко­частотных диапазонах (ниже 1 Гц).

Эксперты также критикуют тот факт, что при группировании различных типов ускорения и направлений для образования отдельного коэффициента комфорта происходит потеря информации. Это означает, что при опреде­ленных обстоятельствах такие эффекты, как рост одного частичного коэффициента с одновременным уменьшением других частич­ных коэффициентов в одной и той же точке измерения (например, другого направления) и результирующее компенсаторное влияние на общий показатель комфорта останутся не выявленными. Этого можно избежать пу­тем оценки временных прогрессий частотно- оцениваемых ускорений непосредственно перед образованием частичного показателя комфорта.

Как осуществилось технически?

Идея японцев в конце 1980-х годов была проста: ставим на заднюю ось рейку, от рейки передних колес прокладываем вал, и при малых углах отклонения колеса задней оси поворачиваются в ту же сторону, что и передние, а при больших углах поворотов, соответствующих малой скорости движения, — в противоположную. Очень скоро несовершенство такого примитивного алгоритма стало очевидным, и к 1991 году схему заменили на электронное управление.

Впрочем, с той же рейкой и механико-гидравлическим приводом. Напомню, об электроусилителях высокого качества на массовых авто речи еще не шло, а первая многорычажная подвеска на Mercedes W201 как раз завоевывала мир и уже получила признание — именно с таким типом подвесок разрабатывали флагманские модели «большой немецкой тройки».

Управляемость тогда как раз успела стать трендом. Автожурналисты хвалили машины, которые хорошо рулились и стояли на траектории, но при этом не обладали «железобетонной» подвеской.

Потребители тоже оценили возможности шасси с новым уровнем настройки. Неразрезные мосты и диагональные рычаги в первую очередь стремились заменить у заднеприводных машин. Для переднеприводников неплохие возможности открывались при использовании более простой полузависимой подвески, но чуть упрощенные «многорычажки» для них тоже готовили. К середине 1990-х годов требования к шасси даже для простых легковых автомобилей выросли настолько, что в сравнении с ними спортивные авто 1980-х смотрелись тележками для движения по прямой.

Разумеется, полноуправляемые шасси в том виде, в котором они были разработаны в Японии (интерес проявляли Honda, Infinity, Mitsubishi и Nissan), не могли стать массовыми.

Для европейских производителей актуальность этого технического решения была весьма умеренной. Так, для BMW 850 была создана система Active Rear Axle Kinematics (ARAX), однако волна интереса к сложным конструкциям быстро сошла на нет. В 1994 году произошло другое знаковое событие — компания Bosch предложила первую систему стабилизации ESP. В сочетании с многорычажными подвесками она позволяла достичь лучшей эффективности при заметно меньшей стоимости.

Заинтересовало полноуправляемое шасси и американцев, которые в начале 2000-х попробовали оборудовать этой системой любимые в США большие пикапы для улучшения маневренности. Но и там конструкция оказалась дороговатой.

Основные принципы вибрационных характеристик автомобилей

Создаваемые дорогой возбуждения воздей­ствуют на кузов автомобиля через шины, подвеску колес и систему подвески / аморти­заторов. Для теоретического анализа можно использовать вибрационные модели различ­ной сложности. С ростом сложности модели повышается количество степеней свободы и связанных дифференциальных уравнений. Для большей ясности фундаментальные взаимосвязи в автомобильных вибрационных системах будут разъяснены на примере двух­массового вибратора (рис. «Двухмассовый вибратор в качестве четверти автомобиля»).

С указанием значений массы, коэффициен­тов упругости и коэффициентов затухания все параметры в двухмассовой модели для техни­ческого анализа вибраций заданы, и с пере­менными, обозначенными на рис. «Двухмассовый вибратор в качестве четверти автомобиля», можно составить два дифференциальных уравнения:

m_Az_A + к_А,R (z_A — z_R) + c_A,R (z_A — z_R) = О,

m_Rz_R — к_А,R (z_A — z_R) — c_A,R (z_A — z_R) + c_Rz_R + k_R z_R = c_Rh + k_Rh

Деление этих уравнений на массу в каждом случае приводит к обычному виду дифференциального уравнения 2-го порядка и дает угловую частоту свободных затухающих колебаний ω_g и угловую частоту свободных незатухающих колебаний ω_u, а также коэффи­циенты затухания для колеса D_R и кузова D_A.

Нижеследующее уравнение применимо к угловой частоте независимых незатухающих колебаний колеса:

ω_R=√ (c_R+c_A,R)/ m_R ≈ √ (c_R / m_R)_,при (c_R ≈ 10 c_A)

Нижеследующее уравнение применимо, соот­ветственно, к кузову:

ω_A=√ (c_A,R / m_A )

Вообще, угловая частота свободных затухаю­щих колебаний ω_g вычисляется по формуле:

ω_g = ω_{u√ (}1 — D2)

где в качестве приближения предполагается следующее: ω_g≈0,9 ω_u.