1. Model dynamiczny układu ćwiartki zawieszenia pojazdu
samochodowego.
Analizowany układu dotyczy układu ćwiartki zawieszenia pojazdu, modelowany jako
układu dwóch mas połączonych układem sprężysto-tłumiącym. Na układ podane jest
wymuszenie kinematyczne pochodzące od nierówności jezdni poprzez kolejny układ
sprężysto tłumiący. Model pokazano na poniższym rysunku.
u t
1
z t
2
z t
1
b
2
c
2
b
1
c
1
m
2
m
I
II
2. Parametry układu
1
500
m
kg
1/4 masy samochodu
2
5
m
kg
masa koła
0,1
f
m
całkowite ugięcie statyczne sprężyn
0, 66
f
k
Współczynnik udziału pierwszego stopnia zawieszenia w całkowitym ugięciu
1
0,19
bezwymiarowy współczynnik tłumienia pierwszego stopnia
2
0,1
bezwymiarowy współczynnik tłumienia drugiego stopnia
2
L
m
długość fali nierówności
22
m
v
s
prędkość pojazdu
3. Równania różniczkowe ruchu
Układ posiada dwa stopnie swobody. Równania ruchu wyprowadzam korzystając z
metody Lagrange'a II rodzaju. Jako współrzędne uogólnione wybieram
1
2
,
z z
. Postać
równań ruchu jest następująca:
k
p
k
p
i
i
i
i
E
E
E
E
d
D
Q
dt
q
q
q
gdzie:
k
E
energia kinetyczna układu
p
E
energia potencjalna układu
D
funkcja dyssypacji energii
Q
siły uogólnione
q
współrzędna uogólniona
q
prędkość uogólniona
a) Wyznaczanie energii kinetycznej układu
2
2
1 1
2 2
1
1
2
2
k
E
m z
m z
b) Wyznaczanie energii potencjalnej układu
2
2
1
1
2
2
2
1
1
2
2
p
E
c z
z
c
z
u t
stałe
1
2
,
c c wyznaczam w oparciu o ugięcie statyczne układu i wpływ ugięcia
na pierwszy stopień sprężynowania
1
1
74318
f
m
N
c
g
f k
m
1
2
2
145707
1
f
m
m
N
c
g
m
f
k
sin
u t
A
t
- wymuszenie kinematyczne
0, 05
A
- amplituda wymuszenia kinematycznego
- częstość wymuszenia kinematycznego
2
69,11
v
rad
L
s
c) Wyznaczanie funkcji dyssypacji energii:
2
2
1
1
2
2
2
1
1
2
2
D
b z
z
b z
u t
stałe
1
2
,
b b
wyznaczam o przyjęte bezwymiarowe współczynniki tłumienia
1
2
,
wg wzorów:
1
1
1 1
2
23164
N s
b
m c
m
2
2
1
2
2
2
17079
N s
b
m
m c
m
cos
u t
A
t
- pochodna wymuszenia kinematycznego
d) Praca wirtualna sił niepotencjalnych oraz siły uogólnione
0
W
1,2
0
Q
Wyznaczam pochodne:
1 1
1
k
p
E
E
m z
z
2 2
2
k
p
E
E
m z
z
1 1
1
k
p
E
E
d
m z
dt
z
1 2
2
k
p
E
E
d
m z
dt
z
1
1
2
1
k
p
E
E
c z
z
z
1
1
2
2
2
2
k
p
E
E
c z
z
c
z
u t
z
1
1
2
1
D
b z
z
z
1
1
2
2
2
2
D
b z
z
b z
u t
z
1
0
Q
2
0
Q
Równania różniczkowe ruchu:
1 1
1
1
2
1
1
2
2 2
1
1
2
2
2
1
1
2
2
2
0
0
m z
c z
z
b z
z
m z
c z
z
c
z
u t
b z
z
b z
u t
po przekształceniu
1 1
1 1
1 2
1 1
1 2
2 2
1 1
1
2
2
1 1
1
2
2
2
2
0
m z
c z
c z
b z
b z
m z
c z
c
c
z
b z
b
b z
c u t
b u t
lub w postaci macierzowej
Mz Bz Cz U
1
1
1
1
1
1
1
1
2
2
2
2
1
1
2
2
1
1
2
2
0
0
0
m
z
b
b
z
c
c
z
c u t
b u t
m
z
b b
b
z
c
c
c
z
4. Drgania swobodne
Drgania swobodne analizujemy bez wymuszenia kinematycznego. Wówczas równanie
różniczkowe ruchu przyjmie następującą postać:
1
1
1
1
1
1
1
1
2
2
1
1
2
2
1
1
2
2
0
0
0
0
m
z
b
b
z
c
c
z
m
z
b b
b
z
c c
c
z
Rozwiązania szczególnego równania różniczkowego poszukujemy w następującej postaci:
1
1
2
2
st
st
z
A e
z
A e
,
1
1
2
2
st
st
z
A se
z
A se
2
1
1
2
2
2
st
st
z
A s e
z
A s e
Podstawiając przewidywane rozwiązania do układu równań otrzymujemy:
2
1
1
1
1
1
1
2
2
1
1
2
1
2
1
2
0
0
A
s m
sb
c
sb
c
A
sb
c
s m
s b
b
c
c
Układ równań posiada rozwiązanie nietrywialne ( gdy amplitudy są różne od zera ) wówczas
gdy wyznacznik główny macierzy jest równy 0.
2
1
1
1
1
1
2
1
1
2
1
2
1
2
4
3
2
1
2
1
1
1
2
2
1
1 2
1
1
1
2
2
1
1 1
1 2
2 1
1 2
4
s m
sb
c
sb
c
W
sb
c
s m
s b
b
c
c
W
m m s
b m
b m
b m s
b b
c m
c m
c m s
b c
b c
b c s
c c
Równanie charakterystyczne:
4
3
2
1
2
1
1
1
2
2
1
1 2
1
1
1
2
2
1
1 1
1 2
2 1
1 2
4
0
m m s
b m
b m
b m s
b b
c m
c m
c m s
b c
b c
b c s
c c
Pierwiastki równania charakterystycznego:
1
2
3
4
50, 32
750, 93
4,89
9, 52
4,89
9, 52
s
s
s
i
s
i
9, 52
b
rad
s
- częstość drgań tłumionych
1,51
2
b
b
f
Hz
- częstotliwość drgań tłumionych
2
0, 66
b
b
T
s
- okres drgań tłumionych
Przebiegi czasowe układu wytrąconego z położenia równowagi są pokazane poniżej.
1
2
0
0, 04
0
0, 04
z
m
z
m
1
2
0
0
0
0
z
z
Rys. 1 Drgania swobodne tłumione
W przypadku gdy
1
2
0
b
b
, wówczas analizować będziemy drgania nietłumione. Równanie
charakterystyczne będzie równe:
4
2
1
2
1
1
1
2
2
1
1 2
0
m m s
c m
c m
c m s
c c
a pierwiastki równania charakterystycznego będą równe:
1
2
3
4
9, 9
9, 9
209, 9
209, 9
s
i
s
i
s
i
s
i
częstość drgań nietłumionych
częstotliwość drgań nietłumionych
okres drgań nietłumionych
1
9, 9
rad
s
1
1, 57
f
Hz
1
0, 63
T
s
2
209, 9
rad
s
2
33, 41
f
Hz
2
0, 03
T
s
0
0.5
1
1.5
2
2.5
3
-0.04
-0.03
-0.02
-0.01
0
0.01
0.02
0.03
0.04
t[s]
z
1
,z
2
[
m
]
z
1
z
2
Przebiegi czasowe układu bez tłumienia wytrąconego z położenia równowagi są pokazane
poniżej.
1
2
0
0, 04
0
0, 04
z
m
z
m
1
2
0
0
0
0
z
z
Rys. 2 Drgania swobodne nietłumione
Na rysunku są widoczne dwie formy drgań masy m
2
. Druga forma drgań nie ujawniała się
podczas drgań z tłumieniem.
5. Drgania wymuszone
Wymuszenie kinematyczne, które oddziałując na układ sprężysto-tłumiący stanowi dla
układu wymuszenie siłowe ( prawa strona poniższego równania ma wymiar siły [N] ).
1
1
1
1
1
1
1
1
2
2
2
2
1
1
2
2
1
1
2
2
0
0
0
m
z
b
b
z
c
c
z
c u t
b u t
m
z
b b
b
z
c
c
c
z
Zapis prawej strony równania macierzowego można przekształcić do postaci:
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
sin
cos
sin
arctan
c A
t
b A
t
C
t
C
Ac
Ab
A c
b
b
c
Wówczas prawą stronę równania zapiszemy jako:
i
t
i t
i
Ce
Ce e
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
-0.08
-0.06
-0.04
-0.02
0
0.02
0.04
0.06
0.08
t[s]
z
1
,z
2
[
m
]
z
1
z
2
Drgania swobodne tłumione jak widać na rys.1 po pewnym czasie wygasają.
Zakładając, że urządzenie w stanie ustalonym drga tylko na skutek wymuszenia, układ będzie
drgał z częstością wymuszenia i ustaloną amplitudą. Celem naszym będzie wyznaczenie
charakterystyk amplitudowo częstotliwościowych, które w sposób jednoznaczny określą
amplitudę drgań zawieszenia pojazdu w funkcji częstości wymuszenia. Podstawienie za
sin(ωt+τ) funkcję e
i(ωt+τ)
jest nietożsame, dlatego wyznaczamy moduły amplitud.
Przewidywane rozwiązanie układu równań będziemy poszukiwać w postaci:
1
1
2
2
i t
i t
z t
A e
z t
A e
1
1
2
2
i t
i t
z t
i A e
z t
i A e
2
1
1
2
2
2
i t
i t
z t
A e
z t
A e
Podstawiając następnie do układu równań i upraszczając przez e
iωt
otrzymamy:
2
1
1
1
1
1
1
2
2
1
1
2
1
2
1
2
0
i
A
m
i b
c
i b
c
A
Ce
i b
c
m
i
b
b
c
c
Szukane amplitudy wyznaczamy metodą wyznacznikową.
2
1
1
1
1
1
2
1
1
2
1
2
1
2
4
3
2
1
2
1
1
1
2
2
1
1 2
1
1
1
2
2
1
1 1
1 2
2 1
1 2
4
m
i b
c
i b
c
W
i b
c
m
i
b
b
c
c
W
m m
b m
b m
b m i
b b
c m
c m
c m
b c
b c
b c i
c c
1
1
1
2
2
1
2
1
2
1
1
1
1
1
1
1
0
cos
sin
sin
cos
i
i
i b
c
W
Ce
m
i
b
b
c
c
W
Ce
c
i b
C c
b
i c
b
cos
sin
i
e
i
2
1
1
1
2
1
1
2
2
2
2
1
1
1
1
1
1
1
1
1
0
cos
cos
sin
sin
cos
sin
i
i
m
i b
c
W
i b
c
Ce
W
Ce
c
m
i b
C c
m
b
i c
b
m
1
1
2
2
W
A
W
W
A
W
1
1
2
2
W
A
W
W
A
W
Charakterystyki amplitudowo-częstotliwościowe:
2
2
1
1
1
1
1
2
2
4
2
2
2
1
2
1 2
1
1
1
2
2
1
1 2
1 1
1 2
2 1
1
1
1
2
2
1
2
2
2
2
1
1
1
1
1
1
2
2
4
2
2
1
2
1 2
1
1
1
2
2
1
1 2
1 1
cos
sin
sin
cos
4
cos
cos
sin
sin
cos
sin
4
c
b
c
b
A
C
m m
b b
c m
c m
c m
c c
b c
b c
b c
b m
b m
b m
c
m
b
c
b
m
A
C
m m
b b
c m
c m
c m
c c
b c
2
2
1 2
2 1
1
1
1
2
2
1
b c
b c
b m
b m
b m
Wykresy tej funkcji wykreślono przy użyciu oprogramowania MATLAB.
Rys. 3 Charakterystyka amplitudowa drgań wymuszonych tłumionych
Na charakterystyce umieszczono przerywaną linią czerwoną znacznik częstości
wymuszenia
69,11
rad
s
. Odpowiadające amplitudy drgań dla tej częstości przedstawiono
na osi poziomej wykresu dla obydwu mas. Zaobserwować można również, że amplituda
gwałtownie rośnie przy częstości wymuszenia bliskiej częstości drgań własnych układu.
Dochodzi wówczas do rezonansu układu co jest zwykle niekorzystnym zjawiskiem. W
badanym przypadku zjawisko rezonansu może skutkować nadmierną eksploatacja
zawieszenia pojazdu bądź nawet jego uszkodzenie.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
0.0022
0.0287
0.0645
Częstość wymuszenia [rad/s]
A
m
pl
itu
da
d
rg
ań
[
m
]
A
1
A
2
Przebiegi czasowe mas przedstawione są na poniższym rysunku. Zostały one
utworzone na podstawie numerycznego rozwiązania układu równań. Przyjęto jednakowe
warunki początkowe jak w przypadku drgań swobodnych tj.:
1
2
0
0, 04
0
0, 04
z
m
z
m
1
2
0
0
0
0
z
z
Rys. 4 Przebiegi czasowe drgań wymuszonych
Na przedstawionym rysunku widać pierwszą fazę drgań własnych układu. Po chwili jednak
drgania własne wygasają i od mniej więcej 3s układ osiąga stan ustalony gdzie dominują już
tylko drgania pochodzące od wymuszenia kinematycznego.
6. Literatura
"Teoria drgań" - Zbigniew Osiński
"Podstawy drgań w maszynach" - Józef Nizioł
0
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
4.5
5
-0.04
-0.03
-0.02
-0.01
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
t[s]
z
1
,z
2
[
m
]
z
1
z
2