Metoda wyznaczania si w wybranych po àczeniach mechanizmu zawieszenia samochodu z tylnà belkà skr tnà przy wykorzystaniu programu MSC.

Transkrypt

1 Metoda wyznaczania si w wybranych po àczeniach mechanizmu zawieszenia samochodu z tylnà belkà skr tnà przy wykorzystaniu programu MSC.Adams A method for determining the forces in selected joints of suspension mechanism of the car with rear flexible torsion bar with the use of MSC.Adams software KRZYSZTOF KUBAS PIOTR KOSA KA Streszczenie: W niniejszym artykule przedstawiono pewnà metod wyznaczania si w po àczeniach mechanizmu zawieszenia wybranego modelu samochodu osobowego z tylnà belkà skr tnà, poddanego symulacjom jazdy na opracowanych modelach tras w Êrodowisku programu MSC.Adams. W tym celu opracowano geometrie zasadniczych elementów uk adu przedniego i tylnego zawieszenia wybranego samochodu osobowego przy u yciu oprogramowania Autodesk Inventor. Model strukturalny samochodu przygotowano, stosujàc oprogramowanie MSC.Adams, gdzie si y kontaktu, dzia ajàce na styku opona-jezdnia, zamodelowano przy u yciu modu u MSC.Adams/Tire. Tak przygotowany model poddano symulacjom jazdy na opracowanych modelach tras, w wyniku których otrzymano si y dzia ajàce w poszczególnych parach kinematycznych àczàcych elementy zawieszenia samochodu. S owa kluczowe: analiza dynamiki, zawieszenie samochodu, podatna belka skr tna, MSC.Adams Abstract: In this paper, some method for determining of appointing forces in joints of suspension mechanism in particular model of passenger car with rear flexible torsion bar during driving simulation on elaborated road models in MSC.Adams software was presented. For this purpose, geometries of basic elements of front and back suspension of chosen passenger car were worked out by use of Autodesk Inventor software. Structural model of car was prepared using MSC.Adams software, where contact forces, between tires and road, were modeled by usage of module MSC.Adams/Tire. Model prepared in this way was subjected to driving simulation on elaborated road models, as result of which forces acting in certain joints connecting car suspension elements were received. Keywords: dynamic analysis, car suspension, flexible torsion bar, MSC.Adams Zawieszenie jest niezwykle istotnym elementem konstrukcji samochodu. Jego zadaniem jest zapewnienie bezpieczeƒstwa i komfortu podró nym przez agodzenie drgaƒ spowodowanych nierównoêciami nawierzchni. Pozwala ono równie zmniejszyç zu ycie samochodu, minimalizujàc obcià enia dynamiczne i zwi ksza bezpieczeƒstwo przewo onych adunków. Zawieszenie ma równie wp yw na zachowanie statecznoêci ruchu. ZnajomoÊç si dzia ajàcych w po- àczeniach poszczególnych elementów zawieszenia ma szczególne znaczenie na etapie projektowania samochodu, poniewa umo liwia ich poprawne skonstruowanie. ZnajomoÊç ta pozwala równie okreêliç napr enia dzia ajàce w poszczególnych elementach mechanizmu, mo e tak e umo liwiç optymalizacj topologicznà, co z kolei mo e prowadziç do zmniejszenia mas nieresorowanych. Analiza dynamiczna wsparta odpowiednimi doêwiadczeniami pozwala Dr in. Krzysztof Kubas Samodzielny Zak ad Mechaniki, Wydzia Budowy Maszyn i Informatyki, Akademia Techniczno-Humanistyczna w Bielsku-Bia ej, ul. Willowa 2, Bielsko-Bia a, kkubas@ath.bielsko.pl; mgr in. Piotr Kosa ka absolwent Akademii Techniczno- -Humanistycznej w Bielsku-Bia ej. przewidzieç z du ym prawdopodobieƒstwem zachowanie samochodu na drodze. Przyk adowy sposób doêwiadczalnego wyznaczania parametrów dynamiki samochodu zaprezentowano w pracy [1]. Autorzy przedstawili metodologi pomiaru si i momentów reakcji w poszczególnych parach kinematycznych zawieszenia, jak równie przemieszczenia i przyêpieszenia Êrodka ci koêci ko a, korzystajàc w tym celu z tensometrycznych przetworników si y. Alternatywny sposób wyznaczania si dzia ajàcych na styku opona-jezdnia przedstawiono w pracy [2]. Nale y jednak podkreêliç, e uzyskanie si reakcji w po àczeniach za poêrednictwem metod doêwiadczalnych jest stosunkowo kosztowne. Dodatkowo badania te mogà wiàzaç si z ró nymi zagro eniami, np. zwiàzanymi z zachowaniem bezpieczeƒstwa kierowcy. Uzasadnione wydaje si zatem, o ile to mo liwe, zastosowanie do wyznaczania tych si odpowiednich modeli komputerowych. Przeprowadzenie takiej analizy umo liwia m.in. program MSC.Adams [3, 4]. Program ten zosta wykorzystany równie na potrzeby niniejszej pracy. Analizie poddano mechanizm zawieszenia samochodu Ford Orion III. Przednie zawieszenie tego samochodu (rys.1a) to zawieszenie niezale ne typu ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/

2 miki samochodu, w szczególnoêci uzyskano czasowe przebiegi si reakcji w wybranych po àczeniach zawieszenia. Nale y zaznaczyç, e podobny sposób post powania, do przedstawionego w niniejszej pracy, zaprezentowano w artykule [6], gdzie wykorzystujàc to samo oprogramowanie, przeprowadzono analiz dynamiki samochodu Fiat Cinquecento. W modelu tym uwzgl dniono tarcie we wszystkich newralgicznych po àczeniach uk adu kierowniczego, dzi ki czemu mo liwe by o wyznaczenie oporów ruchu mechanizmu podczas jazdy samochodu. Model ten rozwini to przez uwzgl dnienie tarcia suchego w uszkodzonych amortyzatorach, pozbawionych Êrodka smarnego. W ten sposób badano okolicznoêci wyst powania zjawiska ich zakleszczania si. Wyniki i spostrze enia zawarto w pracy [7]. Przedstawiony w niniejszym opracowaniu model samochodu wykorzystano w nieco zmodyfikowanej postaci w pracy dyplomowej [8]. Rys. 1. Schemat monta owy przedniego zawieszenia samochodu osobowego Ford Orion III [5]: a) przedniego, b) tylnego McPherson, z dwoma wahaczami poprzecznymi 1 mocowanymi za pomocà tulei elastycznych do ramy pomocniczej 2. Wahacze po àczone sà za poêrednictwem przegubów kulistych ze zwrotnicami 3. Zwrotnice te z kolei po àczone sà na sztywno z amortyzatorami 4. Amortyzator i spr yna 5 sà wzgl dem siebie wspó osiowe i stanowià razem kolumn typu McPherson. Lewa i prawa kolumna sà po àczone za pomocà drà ków 6 ze stabilizatorem 7, mocowanym wahliwie w ramie pomocniczej. Tylne zawieszenie (rys. 1b) jest zale ne. Zawiera ono dwa wahacze wleczone zespolone poprzecznà belkà 1 podatnà skr tnie o przekroju kàtowym. Belka mocowana jest do nadwozia za pomocà dwóch wsporników 2 oraz tulei metalowo-gumowych 3. Amortyzatory teleskopowe 4 sà wspó osiowe ze spr ynami Êrubowymi 5. Kolumna mocowana jest do nadwozia za pomocà podk adki spr yny 6 i wspornika 7. Na podstawie danych odczytanych z obiektu rzeczywistego opracowano, wykorzystujàc do tego celu programy Autodesk Inventor i MSC.Adams, model strukturalny samochodu. W programie MSC.Adams wykonano odpowiednie analizy w zakresie dyna- Model strukturalny samochodu Prac nad modelem podzielono na dwa etapy: opracowanie geometrii poszczególnych elementów w programie Autodesk Inventor oraz opracowanie modelu strukturalnego w Êrodowisku MSC.Adams. Przede wszystkim dokonano pewnych uproszczeƒ w majàcym powstaç modelu. WÊród najwa niejszych nale a oby wymieniç: pomini cie elementów drugorz dnych, typu: nakr tki, tuleje, podk adki, pomini cie elementów kolumny kierowniczej przez zadanie wymuszenia bezpoêrednio na z batce, pomini cie niektórych elementów uk adu hamulcowego, uproszczenie budowy po àczeƒ, m.in. przez pomini cie elementów podatno-gumowych, czyli tzw. silentbloków. Nale y podkreêliç, e za o enia te nie wp yn y znaczàco na zmian parametrów masowych modelu, a znacznie go uproêci y. Na rys. 2 przedstawiono gotowe geometrie elementów zawieszenia samochodu Ford Orion III, sporzàdzone i zestawione w postaci z o enia w programie Autodesk Inventor. Rys. 2. Wykonane geometrie zawieszenia w programie Autodesk Inventor 16 ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/2012

3 Budujàc model w Êrodowisku programu MSC.Adams, za o ono sztywne elementy mechanizmów przedniego i tylnego zawieszenia oraz nadwozia. Wyjàtek stanowi belka skr tna wyst pujàca w zawieszeniu tylnym. W tym przypadku uznano za konieczne uwzgl dnienie tego elementu jako podatnego. Na przestrzeni lat powsta o wiele opracowaƒ naukowych, w których autorzy uwzgl dnili wybrane elementy zawieszenia jako podatne, wykorzystujàc do tego celu metod elementów skoƒczonych (w skrócie MES). Przyk adowo w pracach [9, 10] autorzy zamodelowali w ten sposób belk skr tnà, z kolei w pracy [11] uwzgl dnili podatnoêç ramy przedniego zawieszenia. W pracy [12] autorzy przeprowadzili symulacj modelu samochodu osobowego w dwóch wariantach: z uwzgl dnieniem podatnoêci wahaczy oraz traktujàc je jako elementy doskonale sztywne. W pracy [13] autorzy zaj li si analizà wytrzyma oêciowà górnego wspornika kolumny typu McPherson. Autorzy sporzàdzili model dyskretny cz Êci, a nast pnie, korzystajàc z MES, wyznaczyli napr enia powsta e podczas wjazdu ko em na kraw nik. Nale y jednak nadmieniç, e zastosowanie elementów zdyskretyzowanych za poêrednictwem MES àcznie z analizà dynamiki powoduje znaczne pogorszenie efektywnoêci numerycznej. Rozwiàzanie przedstawione w pracy, czyli zastàpienie belki skr tnej spr ynà skr tnà o sztywnoêci odpowiadajàcej sztywnoêci tej belki, znacznie upraszcza model, co przyspiesza obliczenia. Nale y natomiast zwróciç uwag, e ten sposób post powania jest s uszny jedynie przy za o eniu, e belka podczas jazdy samochodu poddawana jest tylko skr caniu. Niemo liwa jest zatem analiza z o onego stanu napr eƒ. Robocza cz Êç tylnej belki zawieszenia (rys. 1b), która poddana zostaje skr caniu, ma profil kàtowy o wymiarach 75x75x5 mm. Korzystajàc z zale noêci na kàt skr cenia ϕ belki o okreêlonym profilu: gdzie: M ϕ = S I, rad (1) G J S I d ugoêç belki G modu Kirchoffa M s moment skr cania J s moment bezw adnoêci na skr canie W zale noêciach za o ono wartoêç modu u Kirchoffa G = Pa. Na podstawie informacji zawartych w pracach [6, 14, 15] uznano za zasadne uwzgl dnienie tarcia suchego w przegubach kulistych uk adu kierowniczego. Jak wykazano w pracy [6], opory te w trakcie jazdy samochodu mogà przyjmowaç dosyç znaczne wartoêci. Mogà one zatem wp ynàç na uzyskane wartoêci si reakcji w po àczeniach uk adu kierowniczego. Na podstawie danych zawartych w tych pracach przyj to nast pujàce wartoêci wspó czynników tarcia: wspó czynnik tarcia statycznego µ S = 0,3 i wspó czynnik tarcia kinetycznego µ K = 0,15. Na podstawie wywiadu przeprowadzonego wêród producentów oraz analizy literatury fachowej [16 21] okreêlono charakterystyki spr yn i amortyzatorów. Ponadto uwzgl dniono kontakt pomi dzy oponà o oznaczeniu 175/75 R13 i drogà, modelujàc go za pomocà modu u MSC.Adams/Tire. Na potrzeby pracy zdecydowano si skorzystaç z wbudowanego modelu Pacejka89 [22]. Zaletà tego modelu jest to, e wyznaczone wartoêci si kontaktu opona-droga w znacznym stopniu odpowiadajà wartoêciom uzyskanym doêwiadczalnie. Jego podstawowa wada to koniecznoêç znajomoêci kilkudziesi ciu wspó czynników, które zazwyczaj wyznacza si doêwiadczalnie. Na rys. 3 przedstawiono przyj te sposoby z o enia mechanizmów zawieszenia przedniego (rys. 3a) i tylnego (rys. 3b) w programie MSC.Adams z opisem poszczególnych par kinematycznych àczàcych cz ony. i podstawiajàc do wzoru na sztywnoêç c spr yny skr tnej: M S Nm c =, (2) ϕ rad mo na wyznaczyç sztywnoêç zast pczà dla belki: G J c = S Nm = 6, , (3) I rad Rys. 3. Modele zawieszenia w programie MSC.Adams z opisem poszczególnych par kinematycznych: a) przedniego, b) tylnego Ze wzgl du na koniecznoêç unikni cia przesztywnienia mechanizmów przedniego i tylnego zawieszenia, w miejscach mocowania do ramy przed- ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/

4 nich wahaczy (oznaczone na rys. 3a jako przeguby kuliste A i B), górnego mocowania tylnych amortyzatorów i tylnej belki skr tnej do podwozia przyj to zamiast po àczeƒ obrotowych przeguby kuliste. W praktyce jest bowiem mo liwy ruch obrotowy w trzech prostopad ych p aszczyznach, w zakresie ma ych kàtów, ze wzgl du na wyst powanie w tych miejscach elementów podatno-gumowych. Rys. 4. Model strukturalny zawieszenia samochodu Ford Orion III opracowany w programie MSC.Adams Przedstawienie wyników Jak wspomniano, najpierw model zosta poddany wymuszeniom odpowiadajàcym manewrowi dwukrotnej zmiany pasa ruchu. Manewr ten zbli ony by do manewru przedstawionego w normie ISO 3888 [23]. Symulacja ta umo liwi a odwzorowanie kinematyki i dynamiki zawieszenia samochodu podczas gwa townego omijania przeszkody. Przeprowadzono jà, nadajàc na ko a przednie wymuszenie w postaci czasowych przebiegów ich pr dkoêci kàtowej. Przebieg tego wymuszenia przedstawiono na rys. 5. Za o ono, co mo na zauwa yç na przedstawionym przebiegu, e do pewnego momentu (a przed wykonaniem w aêciwego manewru) pr dkoêç kó samochodu b dzie wzrasta a do wartoêci oko o 58,3 rad/s odpowiadajàcej pr dkoêci pojazdu równej 60 km/h. Po tym czasie pr dkoêç b dzie sta a. Przedstawiajàc uzyskane wyniki, skupiono si na przedziale czasu, w którym nast puje omawiany manewr podwójnej zmiany pasa ruchu (pomini to zarówno etap rozp dzania si, jak i faz stabilizacji modelu samochodu nast pujàcà po ukoƒczeniu manewru). Uznano bowiem, e w tym przedziale czasu wystàpià najwi ksze si y w po àczeniach uk adu zawieszenia. W celu uzyskania odpowiedniego toru jazdy zadano, przedstawiony na rys. 6, odpowiedni czasowy Gotowy model strukturalny zawieszenia przedstawiono na rys. 4. W modelu tym uwzgl dniono wszystkie wa niejsze elementy przedniego i tylnego zawieszenia oraz parametry masowe nadwozia. Obie cz Êci tylnej belki skr tnej po àczono wspó osiowo za poêrednictwem pary obrotowej, uwzgl dniajàc równoczeênie wyst powanie wspomnianej spr yny skr tnej. Pojazd, w chwili poczàtkowej, zorientowany zosta w ten sposób, e oê y globalnego uk adu wspó rz dnych by a skierowana zgodnie z kierunkiem ruchu, oê x w prawà stron samochodu, a oê z ku górze. Tak przygotowany model zosta poddany odpowiednim wymuszeniom odpowiadajàcym nast pujàcym sytuacjom: manewru dwukrotnej zmiany pasa ruchu przy pr dkoêci 60 km/h, przejazdu przez wg bienie z pr dkoêcià 60 km/h, przejazdu po agodnym wyboju z pr dkoêcià 60 km/h. Symulacje te umo liwi y stosunkowo dok adne przeanalizowanie kinematyki i dynamiki zawieszenia badanego samochodu osobowego. Rys. 5. Przyk adowy zastosowany czasowy przebieg pr dkoêci kàtowej wymuszajàcej ruch ko a przedniego Rys. 6. Zadany czasowy przebieg przemieszczenia z batki w przypadku manewru podwójnej zmiany pasa ruchu 18 ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/2012

5 przebieg przemieszczenia z batki w przek adni kierowniczej. Na przedstawionym wykresie wartoêci dodatnie oznaczajà ruch z batki w prawo (w takim przypadku nast puje skr t auta w lewo). Na rys. 7 przedstawiono uzyskany tor ruchu (sk adowa x w funkcji sk adowej y) Êrodka ci koêci nadwozia samochodu. Na zaprezentowanym przebiegu mo na zauwa yç, e pasy ruchu oddalone sà od siebie o 3,5 m. Pojazd zje d a na prawy pas, by nast pnie powróciç na pas macierzysty (lewy). Najwi kszà wartoêç si y reakcji odnotowano w parze obrotowej àczàcej zwrotnic z ko em lewym, co w rzeczywistoêci odpowiada u o yskowaniu osadzonym w piaêcie ko a. Na rys. 8 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych tej si y, wyznaczonych wzgl dem lokalnego uk adu wspó rz dnych piasty. W chwili poczàtkowej uk ad lokalny piasty by równoleg y do globalnego uk adu wspó rz dnych. Kolejnym po àczeniem, w którym wyst pujà znaczne wartoêci si y reakcji, jest jedno z miejsc mocowania przedniego wahacza lewego do ramy. Po àczenie to w rzeczywistoêci mo e przenosiç znacznie mniejsze obcià enia ani eli, wspomniane wczeêniej, u o yskowanie w piaêcie ko a, stàd uzasadnione wydaje si przedstawienie wartoêci si y reakcji w tym miejscu. Jak ju wspomniano, z powodu wyst pujàcych elementów podatno-gumowych, po àczenie to modelowano jako przegub kulisty. Wspomniane po àczenie, w którym wyst pujà najwi ksze wartoêci si y reakcji, oznaczono na rys. 3a jako przegub kulisty B. Na rys. 9 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych tej si y. Z zaprezentowanych przebiegów (dotyczàcych zarówno u o- yskowania ko a, jak i przegubu kulistego B) mo na odczytaç, e najwi ksze wartoêci wypadkowych si reakcji wyst pujà podczas powrotu pojazdu na pas macierzysty. W kolejnym etapie model poddano wymuszeniom odpowiadajàcym sytuacji, gdy samochód przeje d a ze sta à pr dkoêcià 60 km/h przez wg bienie (dziur ) w jezdni. I w tym przypadku zastosowano ten sam sposób wymuszenia ruchu kó przednich, Rys. 7. Uzyskany czasowy przebieg sk adowej x(y) w przypadku manewru podwójnej zmiany pasa ruchu Rys. 8. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w parze obrotowej àczàcej zwrotnic z ko em lewym w przypadku manewru podwójnej zmiany pasa ruchu Rys. 9. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w przegubie kulistym B lewego wahacza w przypadku manewru podwójnej zmiany pasa ruchu jaki zosta zaprezentowany na rys. 5, przy czym ko a mia y uniemo liwiony skr t. Na rys. 10 przedstawiono schemat poglàdowy modelowanego wg bienia w jezdni. Mo na wyró niç dwa etapy symulacji: zjazd przednimi ko ami do dziury w przedziale t = 15,97 16,03 s, ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/

6 Rys. 10. Schemat modelowanego wg bienia w jezdni Rys. 11. Uzyskany czasowy przebieg przemieszczenia pionowego Êrodka ci koêci modelu w przypadku przejazdu przez wg bienie Rys. 12. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w parze obrotowej àczàcej zwrotnic z lewym ko em w przypadku przejazdu przez wg bienie wyjazd przednich kó z dziury w przedziale t = 16,22 16,8 s. Tak jak to by o ju w poprzednim przypadku, przedstawiajàc uzyskane wyniki, skupiono si na przedziale czasu, w którym nast puje przejazd przez wg bienie (pomini to zarówno etap rozp dzania si, jak i faz wygasania drgaƒ nast pujàcà po wyjechaniu z wg bienia). Na rys. 11 przedstawiono przemieszczenie pionowe Êrodka ci koêci modelu. I w tym przypadku najwi ksze wartoêci sk adowych si y reakcji odnotowano w parze obrotowej àczàcej zwrotnic z ko em. Poniewa przeszkoda znajdowa a si prostopadle do kierunku jazdy, odnotowano te same wartoêci si zarówno w kole lewym, jak i w prawym. Czasowe przebiegi sk adowych tej si y, w po àczeniu lewego ko a, zamieszczono na rys. 12. Równie w tym przypadku wyst pujà znaczne wartoêci si y reakcji w przegubie kulistym B. Na rys. 13 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych tej si y w przypadku przegubu lewego wahacza. W obu rodzajach po àczeƒ najwi ksze wartoêci si y reakcji uzyskano w chwili wyjazdu przednich kó pojazdu z wg bienia. W ostatnim etapie model poddany by wymuszeniom odpowiadajàcym sytuacji, gdy samochód przeje d a po agodnym wyboju o przekroju sinusoidalnym, ze sta à pr dkoêcià 60 km/h. Podobnie jak w poprzednich przypadkach, przedstawiajàc uzyskane wyniki, skupiono si na pewnym przedziale czasu. Tym razem jest to okres, w którym nast puje przejazd modelu przez wybój przedstawiony poglàdowo na rys. 14. Na przedstawionym schemacie mo na wyró niç dwa etapy przejazdu kó przednich przez wybój: osiàgni cie maksimum w chwili t = 14,88 s, osiàgni cie minimum w chwili t = 15,90 s. I w tym przypadku z przeprowadzonych obliczeƒ wynika o, e najwi ksza wartoêç si y reakcji powsta a w parze obrotowej àczàcej ko o ze zwrotnicà, a dok adnie w chwili wyje d ania przednich kó z minimum. Na rys. 15 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych tej si y. W omawianym przypadku analizy znaczne wartoêci si y reakcji wystàpi y równie w mocowaniu wahacza do ramy oznaczonym na rys. 3a jako przegub kulisty A. Na rys. 16 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych tej si y w przypadku lewego wahacza. Z zaprezentowanych przebiegów mo na odczytaç, e najwi kszà wartoêç wypadkowej si y reakcji uzyskano w chwili rozpocz cia najazdu kó przednich na wybój. Poniewa przeszkoda znajdowa a si prostopadle do kierunku jazdy, odnotowano te same war- 20 ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/2012

7 Rys. 13. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w przegubie kulistym B lewego wahacza w przypadku przejazdu przez wg bienie Rys. 14. Schemat modelowanego agodnego wyboju obcià one. W nast pnym etapie si y te mog yby pos u yç do obliczenia napr eƒ powsta ych w poszczególnych cz onach uk adu zawieszenia. Tego typu obliczenia mogà byç kluczowe w fazie projektowej, gdzie coraz cz Êciej ogranicza si kosztowne badania doêwiadczalne do niezb dnego minimum na rzecz symulacji komputerowych, wykonywanych na tzw. prototypie wirtualnym. Dzi ki symulacjom dynamiki modelu mo liwe jest okreêlenie przybli onego zachowania si samochodu na drodze. Rys. 15. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w parze obrotowej àczàcej zwrotnic z lewym ko em w przypadku przejazdu przez wybój toêci si zarówno w kole lewym, jak i w prawym. Na rys. 15 i 16 przedstawiono czasowe przebiegi sk adowych si reakcji w po àczeniach lewej strony zawieszenia. Podsumowanie G ównym celem pracy by o przedstawienie metody, dzi ki której mo na wyznaczyç si y reakcji w wybranych parach kinematycznych, àczàcych elementy zawieszenia samochodu Ford Orion III, w trakcie jego ruchu. Tak wyznaczone si y pozwalajà zidentyfikowaç, które elementy zawieszenia sà najbardziej SpoÊród uzyskanych wyników obliczeƒ, wykonanych na opracowanym modelu samochodu Ford Orion, nale y zwróciç szczególnà uwag na uzyskanà najwi kszà wartoêç si y reakcji w zawieszeniu przednim, w u o yskowanej obrotowo parze àczàcej zwrotnic z ko em, wynoszàcà ponad 14 kn. Warto równie zwróciç uwag na doêç znaczne wartoêci si y reakcji wyst pujàce w miejscach mocowania wahacza do ramy pomocniczej, wynoszàce nawet 12,5 kn. Jak ju wspomniano, analiza si reakcji w tych miejscach jest szczególnie wa na, gdy w rzeczywistoêci wyst pujà tam tuleje metalowo- -gumowe, mogàce przenosiç znacznie mniejsze obcià- ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/

8 Rys. 16. Uzyskane czasowe przebiegi sk adowych si y reakcji w przegubie kulistym A lewego wahacza w przypadku przejazdu przez wybój enia ni u o yskowanie w piaêcie ko a. Wszystkie wspomniane wartoêci uzyskano w trakcie analizy przejazdu samochodu przez wg bienie, a dok adniej, w momencie wyjazdu z niego przednich kó samochodu. Przedstawiona metodologia mo e byç pomocna w opracowywaniu dalszych prac dyplomowych z zakresu omawianej tematyki, np. dotyczàcych innych typów zawieszeƒ, bàdê te innych manewrów drogowych. LITERATURA 1. Gobbi M., Mastinu G., Pennati M.: Indoor testing of road vehicle suspensions. Springer Science+Business Media B.V., Vol. 43, No. 2, Minakawa M., Nakahara J., Ninomiya J., Orimoto Y.: Method for measuring force transmitted from road surface to tires and its applications. JSAE Review, Vol. 20, No. 4, Wojtyra M., Fràczek J.: Metoda uk adów wielocz onowych w dynamice mechanizmów. åwiczenia z zastosowaniem programu ADAMS, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa MSC.Adams documentation. 5. Ford Escort i Orion od modeli Praca zbiorowa. Wydawnictwa Komunikacji i àcznoêci, Warszawa Kubas K.: Wyznaczanie oporów w wybranych po àczeniach zawieszenia samochodu osobowego z uwzgl dnieniem dynamicznej charakterystyki wspó czynnika tarcia suchego. Archiwum Motoryzacji, Vol. 2, Harlecki A., Kubas K.: Analiza dynamiki samochodów osobowych z zawieszeniem typu McPherson w Êrodowisku programu MSC.ADAMS przy uwzgl dnieniu zjawiska tarcia suchego w amortyzatorach. Materia y wewn trzne Samodzielnego Zak adu Mechaniki, Wydzia Budowy Maszyn i Informatyki, Akademia Techniczno-Humanistyczna, Bielsko-Bia a Kosa ka P.: Wyznaczanie si w po àczeniach mechanizmu zawieszenia podczas jazdy samochodu. Praca dyplomowa magisterska, Wydzia Budowy Maszyn i Informatyki, Akademia Techniczno-Humanistyczna, Bielsko-Bia a Marsh A.J., Wolperding K., Wille H.C.: Simulation of the twist beam rear suspension system using flexible bodies in Adams. Proc. of 11th European ADAMS User Conference, Frankfurt Travaglio G.C., Lanzavecchia M.: Optimising the handling behaviour of a vehicle with McPherson front suspension and twist beam rear suspension using Adams/Car. 14th European ADAMS Users Conference, Berlin Riener H., Peiskammer D., Witteveen W., Lion A.: Modal Durability Analysis of a Passenger Cars Front Supporting Frame due to Full Vehicle Simulation Loads. Proc. of North American ADAMS User Conference 2001, Michigan. 12. McGuan S.P., Pintar S.: Flexible vehicle simulation or modeling vehicle suspension compliance at Ford Motor Co. using coupling of Adams and MSC/Nastran, SAE Technical Papers , Colombo D., Gobbi M., Mastinu G., Pennati M.: Analysis of an unusual McPherson suspension failure. Engineering Failure Analysis, Vol. 16, Kubas K.: Metoda identyfikacji dynamicznych charakterystyk wspó czynników tarcia suchego w przegubach wahaczy wybranych samochodów osobowych. Rozprawa doktorska, Wydzia Budowy Maszyn i Informatyki, Akademia Techniczno-Humanistyczna, Bielsko-Bia a Niemczyk G.: Wp yw w aêciwoêci przegubów na charakterystyki si owe uk adu kierowniczego samochodu. Rozprawa doktorska, ZN Politechniki Krakowskiej, Kraków Blundell M., Harty D.: The Multibody Systems Approach to Vehicle Dynamics. Elsevier, Oxford Gardulski J., Warczek J.: Investigation on forces in frictional kinematic pairs to assess their influence on shock absorber characteristics. Transport Problems, Vol. 3, Lozia Z.: Analiza ruchu samochodu dwuosiowego na tle modelowania jego dynamiki. ZN Politechniki Warszawskiej, 41, Reimpell J., Betzler J.W.: Podwozia samochodów. Podstawy konstrukcji. Wydawnictwa Komunikacji i àcznoêci, Warszawa Sikorski J.: Amortyzatory pojazdów samochodowych. Budowa, badania, naprawa. Wydawnictwa Komunikacji i àcznoêci, Warszawa Thoresson M.J., Uys P.E., Els P.S., Snyman J.A.: Efficient optimisation of a vehicle suspension system, using a gradient-based approximation method. Part 1. Mathematical modelling. Mathematical and Computer Modelling, 50, Pacejka H.B., Bakker E.: The magic formula tyre model. Vehicle System Dynamics, 21, ISO , Passenger cars test track for a severe lane change manoeuvre, ROK WYD. LXXI ZESZYT 4/2012