Библиотечный каталог авторефератов Украины

Рис. 4. Епюра відносних СКЗ прискорень на пружних лонжеронах при

русі автомобіля по „бельгійській бруківці” зі швидкістю 11 м/с.

Основна мета даного розділу складалася в удосконаленні спектрального методу оцінки вібраційної навантаженості ходової частини та несучої системи вантажних автомобілів на стадії проектування. Запропонований тут удосконалений варіант спектральної теорії підресорювання вантажних довгобазних автомобілів характеризується відносною простотою, зручністю програмування, низькими обчислювальними витратами, а також дозволяє установити ряд нових положень стосовно класичного варіанта.

1. Аналіз власних частот і відповідних їм форм показує:
• наявність чотирьох власних частот коливань лонжеронів рами в діапазоні 7.5 - 11 Гц на однаковій нижчій гнучкій формі (див. рис. 3) при оцінці вібронавантаженості за ДСТ 12.1.012-78 (до 22.4 Гц);
• наявність семи власних частот гнучких коливань лонжеронів рами в діапазоні 7.5 - 100 Гц при оцінці вібронавантаженості за МС  ІСО 2631 (до 100 Гц).

2. Якісна відмінність АЧХ усіх точок моделі з „пружною” рамою виявляється в наявності резонансної ділянки в області частот основної форми власних коливань лонжеронів рами; останнє свідчить про збільшення ролі несучої системи в передачі, перетворенні і розподілі вібраційної енергії високочастотних коливань довгобазних ТЗ.

3. Відмінність розрахункових СКЗ вертикальних прискорень у точках лонжеронів моделі з „пружною” рамою кількісно характеризує відносну погрішність статистичних показників:

• до 3% у точці осі балансира, що свідчить про досить адекватну оцінку параметрів вібронавантаженості в цій точці по моделі з „жорсткою” рамою;
• до 10% у точці другого кронштейна і 90-200% у точці першого кронштейна передньої ресори, що вносить похибку в оптимізацію підресорювання кабіни і робочого місця водія;
• 30-100% у точках кріплення гасників коливань передньої ресорної підвіски, що негативно позначається на оптимізації їхньої характеристики, яка використовує в якості одного з критеріїв - прискорення;
• 40-60% у точці середньої частини рами і 70-120% у точці задньої частини лонжеронів, що вносить похибку в оцінці діючих на корисний вантаж прискорень.

4. Через істотну різницю вихідних оцінних параметрів (зокрема, прискорень) між „пружною” і „жорсткою” моделями, неможливо оцінювати силове навантаження лонжеронів по діючим у точках „жорсткої” моделі концентрованим силам інерції. Оцінка величини гнучких напруг у перетинах лонжеронів вимагає попереднього введення показників жорсткості у рівняння динаміки для формування резонансних ділянок АЧХ перетинів лонжеронів.

5. Похибки оцінки максимальних значень прискорень, що перевищують три СКЗ (правило „трьох сигм”) і представляють потік рідких подій, можуть відрізнятися по довжині рами до 600%, що особливо актуально для питань міцності, керованості і синтезу нелінійного підресорювання.

Третій розділ присвячений питанням підвищення розрахункової точності задачі „дорога - шина” при дослідженні коливань автомобіля для дискретних моделей. Питання моделювання випадкових дорожніх збурювань актуальні в зв'язку з потребами: точно задовольняти необхідним формі спектральної щільності дисперсії (СЩД), частотному діапазонові, рівням дискретизації по інтервалу і коінтервалу Найквиста; визначати необхідний обсяг вибірки, що представляє мікропрофіль із заданою похибкою; забезпечувати нормальність дискретного представлення моделі дороги з необхідним рівнем значимості; одержувати реалізації x(t) в залежності від швидкості руху ТЗ, не змінюючи вихідну СЩД для кожного виду дорожніх збурювань.

Основною ідеєю є перетворення вузькосмужного „білого шуму” д(t) {W(i·щ) = FFT(д(t))} фільтром з АЧХ, квадрат модуля якої точно відповідає СЩД заданого мікропрофілю (рис. 5).

Рис. 5. Схема одержання мікропрофілю x(t) із шуму.

З огляду на відносно простий вид СЩД основних типів вивчених доріг, шукаються лінійні оператори за схемою на рис. 5:

,      ,        (7)

де фільтр H1(і·щ) забезпечує загасаючу характеристику, фільтр H2(і·щ) - резонансну. З огляду на те, що |W(i·щ)|2=1, невідомими є коефіцієнти: ω1, ω2, ω3, ω4, ψ3, ψ4. Як показують розрахунки, для аналітично визначених функцій СЩД ці коефіцієнти можна підібрати так, що забезпечується повний збіг кривих. У результаті - генеруються реалізації випадкових дорожніх збурювань у числовому представленні для використання у рівняннях коливань (рис. 6).

Рис. 6. Фрагмент загенерованої реалізації асфальтового мікропрофілю.

У динаміці системи „дорога - колесо - підвіска - несуча система” шина є первинним елементом автомобіля, що сприймає енергію зовнішніх збурювань. Ця обставина визначає ряд іноді суперечливих вимог до властивостей шини, тому що можливості поглинати енергію лімітуються вимогами до її техніко-економічних показників. Сукупність процесів, що відбуваються в тілі шини, якщо і можливо описати математично, то використовувати такі моделі можна лише для специфічних задач. Тим часом, залишаються відкритими питання, що вимагають уточнення динамічних моделей шин при можливо меншому їхньому ускладненні.

Особливістю запропонованої моделі є представлення висхідної і спадної гілок реального гістерезису шини поліномами Лагранжа, що добре узгоджується з методикою стендових іспитів по галузевих нормалях типу ГН 025 305-67, які регламентують побудову характеристик пружності шини по точках, що наносяться на графік у координатах деформація - сила через інтервали 10-20% статичного навантаження на шину цілком навантаженого автомобіля.

Рис. 7. Розрахункова схема одноконтактної

нелінійної динамічної моделі шини.

Тому, пропонується сукупний опір шини визначати як:

,

,

де PУ(д) - сила пружного опору шини, PH(д) - сила непружного опору шини; δ = y - x; х - мікропрофіль, у - переміщення центра колеса; ak, bk - коефіцієнти поліномів Лагранжа; d, с - коефіцієнти лінійної пропорційності у зоні великих деформацій.

Розглянемо докладно АЧХ шин 12.00-20 та їхні лінійні еквіваленти (рис. 8). Очевидно, що різниця АЧХ в діапазоні щодо низьких частот (до 12 рад/с) у інтегралі дисперсії прискорень маси M при цьому буде пропорційна квадратові модуля АЧХ лінійної моделі (бо модуль нелінійної в цьому діапазоні майже дорівнює одиниці) і частоті - у четвертому ступені. У той же час, основна частина енергетичних спектрів дорожніх збурювань ділянок доріг полігона НАМІ (крім кругляка рівного мощення) приходиться також на діапазон 1-10 рад/с. У результаті, вищевикладене свідчить про некоректний опис пружно-дисипативних властивостей шини лінійними силами.

Рис. 8. Якісне розходження АЧХ лінійної (2) і нелінійної (1) моделей шин:

а - при амплітуді збудження 5 мм; б - при амплітуді збудження 10 мм.

Тому, запропонована математична динамічна модель шини враховує можливі відриви від дороги, „пробої” та роботу шини по гілках повної петлі гістерезису.

У четвертому розділі досліджується роль несучої системи довгобазного автомобіля у формуванні вхідних вібраційних впливів на елементи вторинного підресорювання і водія, передачі енергії коливань на інші елементи конструкції, а також оцінка потенційних можливостей, переваг і недоліків кінцевоелементних підходів моделювання коливань автомобіля. Центральним питанням розділа є дилема використання плоских і просторових моделей у задачах коливальної стохастичної динаміки автомобіля. Рішення цього питання дозволить визначитися з напрямком удосконалювання методів і обчислювальних алгоритмів моделювання.

Рис. 9. Стрижнева (а) і оболонкова (б) моделі автомобіля КрАЗ-6510.

Основним об'єктом дослідження є автомобіль КрАЗ-6510 або його сучасна модернізована версія КрАЗ-6510М, для якого складені дві моделі: стрижнева (рис. 9, а) і оболонкова (рис. 9, б).

Кінцевою метою визначення параметрів вібронавантаження є оцінка діючих на робочому місці водія прискорень. З огляду на вплив дорожніх нерівностей на колеса автомобіля, використовується рівняння динаміки в матричній формі з кінематичними збурюваннями:

,                        (8)

де  М, С, і K - відповідно матриці мас, демпфірування і жорсткості; і - вектори вузлових переміщень, швидкостей і прискорень ансамблю кінцевих елементів; - вектори зовнішніх кінематичних вузлових переміщень ансамблю кінцевих елементів.

Для ділянок доріг автополігону НАМІ нормуються значення третьоктавних дисперсій ΔDХi процесів Х(t) дорожнього віброзбурення при іспитових заїздах АТЗ за ДСТ 37.001.275-84. Виконуючи для всіх ΔDХi сплайнову інтерполяцію, одержимо вид спектрів для контрольних ділянок доріг, а по них - чисельні моделі реалізацій Х(t) мікропрофілю.

У рамках оцінки потенційної вібраційної навантаженості суцільнометалевої кабіни автомобілів КрАЗ виконаний аналіз спектра власних частот кабіни автомобілів КрАЗ, що показує високий ступінь вібраційної сприйнятливості кабіни в силу істотної нерівножорсткості її конструкції. Спектр входить у діапазон частот вібрації, що впливає на людину, за ДСТ 12.1.012-78 (до 22.4 Гц) і МС ІСО 2631 (до 80 Гц). Такі елементи, як: задня вертикальна стінка, капот, бризковики, крила - виявляють резонансні форми практично у всьому діапазоні зазначених частот.

Визначення спектра власних частот несучої системи автомобіля КрАЗ дозволило співвіднести їх з діапазонами локальних максимумів СЩД дорожніх мікропрофілів і виявити можливі небезпечні резонансні режими; а визначення власних форм - визначитися з мірою участі рами у формуванні просторових коливань, особливо поперечно-кутових. Основні форми крутильних коливань рами виявляються на частотах до 6 Гц. Передування крутильних форм коливань гнучким формам і близькість резонансних крутильних частот власним частотам підвісок - дозволяють припустити істотний вплив просторовості моделі кінцевої жорсткості на об'єктивність і точність розрахункових оціночних показників плавності ходу. При цьому основна вага СЩД мікропрофілів приходиться на діапазон 0.7 - 10 Гц, а для булижника з вибоями - на 6 - 8 Гц.

Порівняльний аналіз оцінки плавності ходу плоских і просторових моделей автомобіля КрАЗ - 6510 виконаний для чотирьох типів моделей: I - „пружні” лонжерони рами, різний профіль під бортами автомобіля; II - „пружні” лонжерони рами, однаковий профіль під бортами автомобіля; III - „жорсткі” лонжерони рами, різний профіль під бортами автомобіля; IV - „жорсткі” лонжерони рами, однаковий профіль під бортами автомобіля.

Аналіз статистичних показників СКЗ прискорень точок несучої системи показує участь рами довгобазного автомобіля у формуванні просторових коливань конструкції і вплив на їх інтенсивність. Це підтверджується зниженням оцінки СКЗ прискорень при використанні просторової моделі з „жорсткою” несучою системою в рамках імітації всіх експериментів, а також розрахунковими похибками для моделей I-IV, що перевищують рівень інженерної точності.

Плоскі моделі сприймають потенційно завелику енергію зовнішніх кінематичних збурювань за рахунок однофазних нерівностей під бортами автомобіля. При цьому на оцінку СКЗ прискорень впливає специфіка дорожнього мікропрофілю. Низькочастотний цементобетонний мікропрофіль не викликає досить інтенсивних коливань непідресореної частини для подолання сил міжлистового сухого тертя в ресорах, тому недемпфуєма енергія акумулюється „пружною” несучою системою і СКЗ прискорень збільшуються. Відсутність будь-якого пружного зв'язку в плоскій моделі з „жорсткою” рамою сприяє максимальній помилці в оцінці СКЗ прискорень.

Для доріг, мікропрофіль яких призводить до інтенсивних коливань непідресорених мас і повному або частковому розблокуванню ресор, основна частина енергії приходиться на роботу системи підресорювання, тому розрахункові значення СКЗ плоскої „жорсткої” моделі знижуються, утворюючи найбільшу помилку обчислень.

Відхилення розрахункових значень СКЗ прискорень від експериментальних не представляють чіткої закономірності в залежності від типу мікропрофілю, ступеню завантаження АТЗ, швидкості руху, типу моделі; тому найбільш доцільне -  використання повноцінних просторових моделей. Останнім актуалізується удосконалювання моделей динаміки АТЗ і їхніх методів, що розв'язують дослідження.

П'ятий розділ висвітлює існуючі оціночні показники і норми плавності ходу автомобілів, а також досліджує експериментальні показники плавності ходу автомобіля КрАЗ-6510, отримані на полігоні НАМІ (звіт № 63/87 від 20.11.1987).

Вібронавантаженість сидіння водія автомобіля визначалася у відповідність вимогам ДСТ 12.1.012-78 при попередніх іспитах автомобілів КрАЗ-6510. З огляду на незначні зміни, внесені в конструкцію автомобіля, представляється можливим оцінити плавність ходу автомобіля за результатами попередніх іспитів (табл.1).

Умови іспитів - РД 37.052.026-88. За результатами іспитів вібронавантаженість сидіння водія автомобіля КрАЗ-6510 відповідає ДСТ 12.1.012-78 при гранично припустимих швидкостях руху:

на рівній асфальтованій дорозі: з повним навантаженням - 70 км/год;

                      без вантажу - 27 км/год;

на бруковій дорозі рівного замощення:

                                                        з повним навантаженням - 13 км/год;

               без вантажу - 9 км/год.

Умови руху, при яких автомобіль відповідає МС ІСО 2631, зазначені в табл. 1. Місце виміру віброприскорень - сидіння водія.

Для визначення прискорень, що відповідають критичним частотам при визначеному діапазоні припустимого часу руху, здійснюється сплайнова інтерполяція прискорень, визначених за ІСО 2631. Значення інтерполяційного полінома в точках припустимого часу руху відповідають шуканим прискоренням.

Таблиця 1 -

Результати іспитів автомобіля КрАЗ-6510 за ІСО 2631

Результати іспитів автомобіля КрАЗ-6510 на плавність ходу дозволяють утворити контрольні умови для встановлення адекватності запропонованих моделей і методів моделювання шляхом порівняння реальних експериментальних даних з розрахунковими даними віртуального імітування натурних заїздів АТЗ на контрольні ділянки автополігону НАМІ.

Перша серія імітаційного моделювання експерименту припускає одержання СКЗ прискорень, приведені значення яких повинні бути наближені до припустимих значень за ДСТ 12.1.012-78.

Друга серія віртуальних експериментів припускає одержання приведених до критичних частот значень СКЗ прискорень з дотриманням умов іспитів АТЗ за ДСТ 37.001.275-84 і оцінкою по МС ІСО 2631.

ВИСНОВКИ

Наступні пункти характеризують переконливість досліджень у напрямку удосконалювання розрахункових методів коливань автомобіля.

1. Розроблено математичний апарат аналітичного розрахункового методу аналізу підресорювання ТЗ на основі спектральної теорії з урахуванням кінцевої жорсткості несучої системи. Доведено підвищення розрахункової точності оцінки вібронавантаження конструкції при урахуванні кінцевої жорсткості несучої системи плоскої моделі довгобазного вантажного автомобіля. Удосконалена аналітична розрахункова методика додатково дозволяє оцінювати випадкові силові фактори в будь-якому перетині  несучої системи.
2. Удосконалено методику і розроблено алгоритм генерації випадкового дорожнього мікропрофілю, що дозволяє сполучити чисельне представлення кінематичного збурювання з використанням матричних методів рішення рівнянь динаміки автомобіля. У відповідність точності методу Хаболта моделі випадкових дорожніх збурювань, що генеруються, дозволяють задовольняти необхідній формі СЩД, частотному діапазонові, рівням дискретизації по частоті і часу.
3. Підвищено розрахункову точність ланцюгових моделей типу „мікропрофіль - шина - підвіска” шляхом удосконалювання динамічної моделі шини з використанням експериментальних гістерезисних характеристик. Використання моделей шин з „лінійними” пружно-дисипативними властивостями є некоректним через значну (у порівнянні з „нелінійною” моделлю) чутливістю таких моделей до частотного діапазону, що становить основний енергетичний потенціал дорожнього мікропрофілю.
4. Порівняння СКЗ (у рамках імітації натурних іспитів) прискорень точок несучої системи при використанні просторових моделей з „жорсткою” і „пружною” несучою системою довгобазного автомобіля  об'єктивно доводить вплив крутильно-гнучкої деформативності рами на розрахункову інтенсивність коливань конструкції і водія; при цьому похибка розрахунків практично завжди перевищує межу інженерної точності. Плоскі моделі сприймають потенційно завелику енергію зовнішніх кінематичних збурювань за рахунок однофазних нерівностей під бортами автомобіля, тому дають свідомо великі розрахункові значення СКЗ прискорень. Коригувальним фактором можна вважати специфіку СЩД дорожнього мікропрофілю, що забезпечує інтенсивність коливань непідресорених частин і, отже, ступінь блокування підвіски силами сухого тертя.
5. Співвідношення результатів дослідження до характеру стохастичного руху плоских моделей з „пружною” несучою системою - як чисельним, так і аналітичним методом - дозволяють припустити більш точну оцінку плавності ходу і вібраційної навантаженості елементів конструкції автомобіля в порівнянні з „жорсткими” моделями.
6. Виконані в роботі дослідження дозволили створити кінцеві методики, програмні модулі, моделі, алгоритми для безпосереднього використання в задачах коливальної динаміки автомобілів КрАЗ і перспективного міського автобуса А-186 розробки ГКБ „Південне” (м. Дніпропетровськ).

СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ праць за темою дисертації

1. Дячук М.В., Волчок Д.Л. Оценка вибронагруженности легкового автомобиля // Вісник Придніпровської державної академії будівництва та архітектури / Збірник наукових статтей. - Дніпропетровськ: ПДАБтаА, 2001. - Вып. 6. - С. 16-20. (Досліджував граничні можливості спектральної теорії і її недоліки, внесок 80%).
2. Дячук М.В., Туренко А.Н. Развитие дискретного моделирования динамики грузовых автомобилей с учетом конечной изгибной жесткости рамы / Новини науки Придніпров'я. Науково-практичний журнал.  Серія:  інженерні  дисципліни. - Дніпропетровськ. - 2003. - Вып. 4. - С. 85 - 88. (Розробив методику і математичний апарат розрахунку показників вібронавантаженості на основі спектральної теорії, внесок 70%).
3. Дячук М.В., Клименко В.И. Построение численных моделей случайных дорожных возмущений в задачах плавности хода автомобиля / Новини науки Придніпров'я. Науково-практичний журнал.  Серія:  інженерні  дисципліни. - Дніпропетровськ. - 2003. - Вып. 5. - С. 60 - 64. (Розробив алгоритм чисельної генерації дорожнього мікропрофілю, внесок 70%).
4. Дячук М.В., Лиходей А.С. Оценка потенциальных возможностей механической подвески автомобиля по критериям плавности хода // Автомобильный транспорт / Сборник научных трудов. - Х., 2003. Вып. 13. - С. 178 -180. (Розробив і використовував нелінійну гістерезисну модель шини, внесок 65%).
5. Клименко В.И., Богомолов В.А., Дячук М.В. Перспективы повышения расчетной точности показателей колебательной динамики грузового автомобиля на основе конечноэлементного моделирования / Новини науки Придніпров'я. Науково-практичний журнал.  Серія:  інженерні  дисципліни. - Дніпропетровськ. - 2004. - Вып. 6. - С. 68 - 75. (Проаналізував розрахункові похибки при використанні моделей: просторових, плоских, з жорсткою рамою, з деформативною рамою - за використанням МКЕ для моделювання конструкції автомобіля стрижнями, внесок 70%).

АНОТАЦІЯ

Дячук М.В. Вдосконалення розрахункових методів оцінки параметрів вібронавантаженості несучих систем автомобіля. - Рукопис.

Дисертація на здобуття вченого ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.22.02 - автомобілі та трактори. - Харківський національний  автомобільно-дорожній університет Міністерства освіти та науки України, Харків, 2005.

Зміст дисертаційної теми передбачає комплексний погляд на перспективи розвитку розрахункових методів моделювання і прогнозування коливальної динаміки автомобіля. При цьому розробляються і вдосконалюються методи, алгоритми, динамічні моделі автомобіля для елементів системи „дорога - шина - несуча система - та ін.”

Розроблено аналітичну методику прогнозування випадкових напружень у лонжеронах кінцевої жорсткості рами вантажного довгобазного автомобіля з використанням методів спектральної теорії підресорювання ТЗ і методів будівельної механіки. Удосконалено методику чисельного моделювання стохастичних дорожніх збурювань (дорожнього мікропрофілю) на основі ШПФ із необхідним ступенем точності по інтервалах і коінтервалах Найквіста. Підвищено точність розрахунків ланцюгових моделей підвісок АТЗ шляхом розробки нелінійної математичної моделі шини на основі її гістерезисної характеристики. Проаналізовано роботу несучої системи за допомогою статистичного оцінювання показників вібронавантаженості моделей автомобіля КрАЗ-6510. Виконано порівняння результатів розрахунків показників вібраційної навантаженості плоских і просторових моделей. Доведено вплив кінцевої жорсткості рами довгобазного вантажного автомобіля на розрахункові показники плавності ходу в діапазоні, що перевищує інженерну точність.

Ключові слова: спектральна теорія, швидке перетворення Фур'є (ШПФ), МКЄ, несуча система, кабіна, вібраційне навантаження.

ABSTRACT

Dyachuk M.V. The Perfection of the Calculating Methods of Characteristics Evaluation of Vibrational Load of Automobile System Carriers. - Manuscript.

The thesis for competition of the scientific Degree of the Candidate of Technical Sciences in specialty 05.22.02 - Automobiles and Tractors. - Kharkov National Automobile and Highway University of Ministry of Education and Science of Ukraine, Kharkov, 2005.

The contents of the thesis assume an overall view to the prospect of development of the calculating methods of modeling and the forecasting of an automobile oscillating dynamics. At the same time the methods, algorithm, dynamic models of the automobile are being developed and perfected both for separate elements of the dynamic system (road, tyre, load carrying system, etc.).

To achieve the goal set the following tasks are solved. The analytical strategy of forecasting the random stresses in longeron of finite frame rigidity of the lorry with using of methods of spectral theory of vehicle cushioning and structural mechanics methods is developed. The principles of computational modeling of the stochastic road agitation (of road microprofile) on the basis of FFT with the required degree of accuracy over the Nyquist intervals and cointervals are improved. The calculation accuracy of the recurrent model of the car suspension by means of designing mathematical tyre model on the basis of its histerysis characteristics is increased. The stem and shell finite element models of the automobile construction KrAZ-6510 with a driver and his workplace is designed and tested. The load-carrying system work is analyzed by means of statistical estimation of the indices of vibrational load of plane and solid models. The potential errors of indices evaluation of motion fluency are identified. There are some conclusions made concerning the prospects of plane and solid models usage.

The influence of the finite frame rigidity of a longbase lorry on to the calculating indices of motion fluency in the range which exceeds the engineering precision is proved. The increasing of the calculating accuracy of vibrational load indices of the constructional elements of a longbase lorry while using a plane analytical models in corresponding calculating methods is also proved; this is an evidence of increasing of the carrying-load system in transmission, conversion and distribution of vibrational energy of oscillation of longbase vehicle. It is proved that using a linear tyre model while calculating the oscillation dynamics of the automobile is incorrect. High sensitivity of  a tough model to frequency range which is a main power budget of road microprofile unlike the nonlinear tyre models is shown.

Key words: spectral theory, fast Fourier transformation (FFT), finite elements method (FEM), load-carrying system, cabin, vibrational load.

Аннотация

Дячук М.В. Совершенствование расчетных методов оценки параметров вибронагруженности несущих систем автомобиля. - Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.22.02 - автомобили и тракторы. - Харьковский автомобильно-дорожный университет Министерства образования и науки Украины, Харьков, 2005.

Содержание диссертационной темы предполагает комплексный взгляд на перспективы развития расчетных методов моделирования и прогнозирования колебательной динамики автомобиля. При этом разрабатываются и совершенствуются методы, алгоритмы, динамические модели автомобиля как для отдельных элементов динамической системы (дорога, шина, несущая система и др.), так и для комплексного представления стохастического движения автомобиля с реальными жесткостными параметрами кузова и ходовой части. Актуальность темы выражается, прежде всего, необходимостью изменения соотношения затрат на проектирование (анализ) и доводку конструкции в направлении оптимизации производственного цикла.

Для достижения поставленной цели в работе решены такие основные задачи. Разработана аналитическая методика прогнозирования случайных напряжений в лонжеронах конечной жесткости рамы грузового автомобиля с использованием методов спектральной теории подрессоривания ТС и методов строительной механики. Дана качественная оценка преимущества предложенной методики путем сравнения расчетных показателей вибронагруженности с результатами расчетов по классическому варианту. Усовершенствована методика численного моделирования стохастических дорожных возмущений (дорожного микропрофиля) на основе БПФ с требуемой степенью точности по интервалам и коинтервалам Найквиста. Повышена точность расчетов цепочечных моделей подвесок АТС путем разработки нелинейной математической модели шины на основе ее гистерезисной характеристики. Разработаны и протестированы стержневая и оболочковая конечноэлементные модели конструкции автомобиля КрАЗ-6510 с водителем и его рабочим местом. Проанализирована работа несущей системы посредством статистического оценивания показателей вибронагруженности моделей автомобиля КрАЗ-6510. Выполнено сравнение результатов расчетов показателей вибрационной нагруженности плоских и пространственных моделей. Определены потенциальные погрешности оценок показателей плавности хода. Сделаны выводы относительно перспектив использования плоских и пространственных моделей.

Доказано влияние конечной жесткости рамы длинобазного грузового автомобиля на расчетные показатели плавности хода в диапазоне, превышающем инженерную точность. Доказано повышение расчетной точности показателей вибронагруженности элементов конструкции длинобазного грузового автомобиля при использовании плоских аналитических моделей с упругой рамой в соответствующих расчетных методах, что свидетельствует об увеличении роли несущей системы в передаче, преобразовании и распределении вибрационной энергии высокочастотных колебаний длинобазных ТС.

Доказано, что использование линейных моделей шин при расчетах колебательной динамики автомобиля некорректно; показана большая чувствительность вязкой модели шины к области частот, составляющей основной энергетический потенциал дорожного микропрофиля, в отличие от нелинейных моделей шин.

Ключевые слова: спектральная теория, быстрое преобразование Фурье, МКЭ, несущая система, кабина, вибрационная нагрузка.