Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ работ по исследованию виброактивности силового агрегата, и задачи настоящей работы 10
1.1. Силовой агрегат как источник вибраций и шума автомобиля 12
1.2. Анализ работ по исследованию подвески и виброизоляции силового агрегата 19
1.3. Анализ работ по моделированию виброактивности силового агрегата .30
1.4. Краткие выводы по главе, постановка цели и задачи 34
Глава 2. Теоретические исследования колебаний силового агрегата . 38
2.1. Разработка динамической модели колебаний силового агрегата и ее математическое описание 39
2.2. Определение исходных данных для динамической модели 52
2.3. Определение степени упрощения динамической модели силового агрегата 56
2.4. Теоретическое исследование колебаний силового агрегата 61
2.4. Краткие выводы по главе 67
Глава 3. Методика проведения экспериментального исследования колебаний силового агрегата на подвеске с учетом трансмиссии автомобиля 69
3.1. Объект испытания 69
3.2. Измеряемые параметры и испытательное оборудование 71
3.3. Оценка вибрационного состояния автомобиля на различных режимах движениях и работы двигателя 77
3.3.1. Оценка вибрационного состояния автомобиля на оборотах холостого хода коленчатого вала двигателя77
3.3.2. Оценка вибрационного состояния рулевого колеса 77
3.3.3. Оценка вибрационного состояния рычага переключения передач коробки передач 78
3.4. Методика обработки эксперимента 80
3.5. Экспериментальное определение исходных данных 82
3.6. Краткие выводы по главе 91
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований колебаний силового агрегата на подвеске с учетом трансмиссии автомобиля 92
4.1. Оценка вибрационного состояния автомобиля в режиме холостого хода, равномерного движения и разгона 92
4.2. Краткие выводы по главе 115
Основные результаты и выводы 116
Литература 118
Приложение
- Анализ работ по исследованию подвески и виброизоляции силового агрегата
- Определение исходных данных для динамической модели
- Измеряемые параметры и испытательное оборудование
- Оценка вибрационного состояния автомобиля в режиме холостого хода, равномерного движения и разгона
Введение к работе
Внедрение новых технологий, позволяющих облегчить труд и создать благоприятные условия для человека, не всегда имеет положительный результат, в то же время вопросы экологии, здоровья человека, высокой работоспособности и увеличения продолжительности жизни стали для человека одной из главных проблем XXI века.
В современном мире автомобильная промышленность занимает одно из ведущих мест. Мировой парк автомобилей за последние десятки лет значительно увеличился, и требования к вновь создаваемым автомобилям из года в год становятся все более высокими. В первую очередь требования, предъявляемые к современным автомобилям, направлены на увеличение безопасности жизни людей и экологической безопасности окружающего мира, в том числе и на экологическую утилизацию. Для современного города актуальна и проблема шума. Неуклонное увеличение шума, особенно в больших городах, подтверждено результатами различных сравнительных исследований: считается, что за 1936-1954 гг. шум возрос примерно на 50%, а за 1955-1967 гг, - еще на 50%. В настоящее время уровень шума возрос еще более значительно. Уличный шум, производимый транспортом, не только нарушает отдых городских жителей, но и вредно воздействует на их здоровье. По мнению 41% опрошенных институтом «Эмнид» в Германии, шум от автомобильного транспорта в городе составляет 40%, а от производственных предприятий - всего 6% от общего шума [76].
Уровень шума является одним из важнейших нормируемых показателей автомобиля, характеризующих степень его технического совершенства и оказывающих существенное влияние на здоровье и активную деятельность людей [47]. В связи с возросшими требованиями к автомобилю по шумности, вопросам передачи вибрации на кузов автомобиля уделяется так же значительное внимание [91].
Как известно, шум является одним из результатов наличия вибрации. На водителя автомобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов управления. Колебания, передаваемые человеку, вызывают раздражение многочисленных нервных окончаний в стенках кровеносных сосудов и мышечных тканях, в результате появляются мышечная слабость и повышенная утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП.
Работающий двигатель, узлы трансмиссии, работа дополнительных узлов и механизмов, перекатывание шин по поверхности дороги, взаимодействие воздуха с движущимся автомобилем являются источниками шума, связанного с транспортным средством. Однако основным источником (при преобладающих скоростях движения до 60 км/ч) является двигатель. Силовой агрегат с двигателем внутреннего сгорания порождает шум внутренний и внешний (газодинамический). Внутренний шум вызывается вращением и поступательным движением деталей (шестерни, клапаны, поршни и др.) и рабочим процессом двигателя внутреннего сгорания (сжатие и горение рабочей смеси). Газодинамический шум связан с процессами всасывания рабочей смеси и выброса отработавших газов.
Исходя из этого, предельные значения уровней шума и вибрации оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники. Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов-изготовителей [10, 11]. Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности.
Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности легкового автомобиля относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому тема диссертации, посвященная снижению
6 вибронагруженности легкового автомобиля от работы силового агрегата, является своевременной и актуальной.
Настоящая работа посвящена исследованию вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля, виброизоляции его силового агрегата, разработке уточненного метода определения необходимой системы подрессоривания силового агрегата. В ней отражены совместные исследования, проводившиеся в 2003 - 2004 годах на кафедре «Автомобили» им. Е.А, Чудакова МГТУ «МАМИ» и в Дирекции технического развития (ДТР) ОАО "АВТОВАЗ".
Целью диссертационной работы является снижение
вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля путем выбора рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата, включающего двигатель внутреннего сгорания, коробку передач и раздаточную коробку. Это позволит на этапе проектирования и доводки автомобиля выбрать необходимую систему подрессоривания силового агрегата, предварительно оценить его виброизоляцию при движении автомобиля и, как следствие, создать легковой автомобиль, отвечающий требованиям по вибро- и акустическому комфорту
Задачи исследований формулируются следующим образом:
Уточнить динамическую модель колебаний силового агрегата с учетом влияния реактивных звеньев и крутильных колебаний в трансмиссии.
Создать математическое описание динамической модели колебаний силового агрегата.
Провести ряд экспериментальных и расчетных работ для получения исходных данных для математической модели.
Исследовать виброактивность силового агрегата полноприводного легкового автомобиля.
Исследовать влияние, оказываемое реактивными элементами и крутильными колебаниями трансмиссии на колебания силового агрегата.
Провести стендовые и дорожные испытания автомобиля с различными опорами силового агрегата.
Определить адекватность математической модели путем сравнительного анализа результатов экспериментальных и теоретических исследований.
Разработать алгоритм выбора опор силового агрегата с рациональными характеристиками упругости.
Разработать практические рекомендации по снижению уровня виброактивности силового агрегата путем изменения характеристик опор и другими мероприятиями.
Основные положения, выносимые на защиту:
Математическая модель силового агрегата легкового полноприводного автомобиля, результаты его комплексных ходовых исследований.
Методика и программы аналитического конструирования системы подрессоривания, построенные с учетом полученных соотношений между конструктивными параметрами силового агрегата, характеристик его опор и режимов движения легкового автомобиля.
Принципы определения рациональной степени допущений, применяемых при составлении математической модели силового агрегата.
Методика создания системы подрессоривания силового агрегата, обеспечивающей минимальную передачу вибрации на кузов автомобиля.
Методика и результаты стендовых и дорожных испытаний легкового автомобиля.
Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:
уточнена математическая модель колебаний силового агрегата, учитывающая влияние реактивных звеньев и крутильных колебаний трансмиссии автомобиля;
в динамическую модель колебаний силового агрегата внедрена система подрессоривания с нелинейной характеристикой упругости и разработано математическое описание этой модели;
разработан алгоритм расчета виброактивности силового агрегата допускающего применение опор с нелинейной характеристикой упругости.
Практическая ценность работы заключается:
в разработке наилучшего варианта подвески силового агрегата для полноприводного автомобиля;
s разработке уточненного метода расчета подвески силового агрегата автомобиля;
в создании программного обеспечения для расчетов виброактивности силового агрегата и подбора необходимой системы его подрессоривания.
Основные результаты диссертационной работы доложены и одобрены на Международных и Всероссийских научных конференциях и семинарах, научно-технических выставках, в том числе:
на XXXIX Международной научно - технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», г.Москва;
на Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», г. Тольятти;
на Международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт в XXI веке», г. Н. Новгород;
на V научно-практической конференции молодых специалистов ОАО "АВТОВАЗ";
на 3-ей Всероссийской научно - технической конференции (1-я с международным участием) «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», г. Тольятти;
на Всероссийской выставке научно-технического творчества молодежи НТТМ-2004, г. Москва.
Публикации. Список научных трудов по диссертационной работе составляет 9 публикаций.
Структура и объем диссертации. Результаты изложены на 128 страницах машинописного текста, иллюстрированного 14 таблицами, 45 рисунками.
Диссертация состоит из введения, 4-х глав с выводами по каждой главе, заключения, списка литературы и приложения.
Анализ работ по исследованию подвески и виброизоляции силового агрегата
Для восприятия и передачи на кузов или раму автомобиля веса силового агрегата и опрокидывающего реактивного момента предназначена его подвеска. При этом подвеска должна препятствовать передаче на раму и кузов колебаний силового агрегата, а также передаче от кузова к силовому агрегату колебаний, возникающих при движении автомобиля по неровной дороге и от неуравновешенности колес и шин. В то же время подвеска не должна позволять массе силового агрегата вступать в синхронные колебания с другими частями автомобиля, кроме того, она должна ограничивать все перемещения силового агрегата, чтобы свести к минимуму их влияние на надежность работы управления и коммуникаций [71].
Таким образом, для уменьшения передачи колебаний от силового агрегата к кузову автомобиля и наоборот необходимо стремиться к понижению частоты собственных колебаний силового агрегата на подвеске [71]. Однако для этого нужно стремиться к максимальному снижению жесткости подвески, что противоречит требованию об уменьшении перемещения силового агрегата относительно кузова под действием случайных импульсов. Таким образом, для обеспечения хорошей изоляции от передачи колебаний силового агрегата к кузову желательно, чтобы частота собственных колебаний силового агрегата не превышала половины наименьшей возможной частоты основных источников колебаний. Выполнение этого условия для современных двигателей с частотой вращения коленчатого вала на холостом ходу, равной 400-500 мин 1, часто бывает практически невозможно, т.к. для этого подвеска должна быть недопустимо мягкой. В таких случаях приходится соглашаться с тем, что частоты некоторых собственных колебаний будут несколько выше частот возмущающих сил при холостом ходе двигателя, но достаточно далеки от зоны, соответствующей основным рабочим частотам вращения коленчатого вала. Как показывает практика, в этом случае двигатель безопасно проходит зону собственных колебаний при разгоне и замедлении автомобиля, т.к. эти процессы протекают достаточно быстро и колебания не успевают развиться.
Помимо неуравновешенной вертикальной силы инерции второго порядка, на силовой агрегат могут действовать вертикальные периодические силы от низкочастотных колебаний автомобиля на подвеске и высокочастотных колебаний неподрессоренных частей автомобиля [71].
Координаты осей, относительно которых происходят колебания, а так же частоты колебаний зависят от расположения опор и их жесткостей. Если возникновение одного из видов колебаний приводит к появлению других, то такие колебания называются связанными. Если же опоры будут симметричны по отношению главных осей инерции тела, то при воздействии импульса силы по направлению одной из осей возникает одна сила в направлении этой оси, а при воздействии моментного импульса относительно одной из осей - один возвращающий момент относительно этой оси. Данный вид колебаний называются несвязанными колебаниями. В случае симметричного расположения опор устраняется связь между элементарными колебаниями тела, а также уменьшается диапазон частот этих колебаний, в результате чего опоры можно делать более жесткими, чем при асимметричном их расположении. В случаях, когда действие возмущающего импульса особенно сильно, например силы инерции 2-го порядка в четырехцилиндровом двигателе, целесообразно применение подвески, основанной на принципе центра удара [71].
В настоящее время сформированы основные требования, которые предъявляются к подвеске автомобильного двигателя [86, 84], которые заключаются в следующем: подвеска должна обеспечивать надежную работу двигателя при действии постоянных возмущающих факторов, которые возникают при его работе, при действии на двигатель крутящего момента, неуравновешенных сил и моментов возвратно-поступательно движущихся масс, при наличии дисбаланса вращающихся масс; подвеска должна воспринимать вес силового агрегата. В связи с тем, что в подвеске автомобильных двигателей широко используются резиновые опоры, то ее сжатие более чем на 20% своей высоты приводит к значительному снижению амортизирующей способности резины. Поэтому опору следует рассчитывать таким образом, чтобы при действии веса силового агрегата резина сжималась на величину не более 15% от своей высоты; подвеска должна обеспечивать меньшую связанность собственных колебаний двигателя. В случае, когда все шесть колебаний будут совершаться независимо друг от друга, частоты собственных колебаний располагаются в более узком диапазоне и упрощается расчет подвески; подвеска должна уменьшать динамические нагрузки и вибрации, которые передаются через опоры двигателя на шасси автомобиля, а так же ограничивать смещения силового агрегата при действии периодических возмущающих факторов: при резком ускорении и замедлении автомобиля на силовой агрегат действует продольная инерционная сила Ри. Так же это требование должно выполняться при действии максимального реактивного момента, при трогании автомобиля с места, при действии сил, возникающих при выключении сцепления, при резонансных колебаниях, толчках, воспринимаемых силовым агрегатом от дороги.
Наиболее важными элементами подвески силового агрегата являются опоры. Характеристики опор в различных частотных диапазонах колебаний должны удовлетворять противоречивым требованиям [86, 84, 37], а именно: при низкочастотных колебаниях с частотой до 20 Гц и амплитудой 0,3-15 мм, опора должна иметь большую жесткость и сильное демпфирование, с другой стороны - при высокочастотных (акустические колебания) колебаниях с частотой от 20 до 200 Гц и амплитудой 0,05 - ОД 5 мм, опора должна иметь малую жесткость и слабое демпфирование.
Исходя из обеспечения эффективной виброизоляции силового агрегата, оцениваемой коэффициентом динамичности, выбирают тип и конструкцию опор подвески. При выборе же материала для опор подвески силового агрегата необходимо помнить о тех условиях, в которых приходится работать упругим опорам [104]. Чтобы более правильно выбрать тот или иной тип и конструкцию опоры для подвески силового агрегата необходимо знать ее возможности.
Достоинства резиновых опор, содержащих податливые элементы из резины и резиноподобных материалов, общеизвестны: резиновые детали обладают не только высокой эластичностью, но и диссипативными свойствами, что необходимо для виброизоляции. Гистерезисные потери, свойственные резине, способствуют быстрому затуханию собственных колебаний объекта виброзащиты вследствие самоторможения резинового амортизатора, причем это особенно заметно в случае низкочастотных вибраций. Она нечувствительна к воздействию пыли и грязи, ее применение упрощает техническое обслуживание автомобиля [86]. Такие опоры просты в изготовлении, имеют небольшие габаритные размеры и обладают возможностью варьирования жесткостных характеристик в зависимости от массы силового агрегата.
Желательная характеристика упругости резино-металлической опоры представляет собой график с прогрессивно возрастающей силой упругости при деформации опоры. Для получения такой характеристики конструкция опоры должна быть выполнена так, чтобы при малых перемещениях резина работала на сдвиг, поскольку при сдвиге она имеет небольшую жесткость, а при значительных смещениях - на сжатие. Кроме того, возможно применение специальных ограничителей [21]. Наибольшее распространение получили опоры, работающие одновременно на сдвиг и на сжатие. При этом опоры могут выполняться сложной формы с различными зазорами, выборка которых включает в работу дополнительные поверхности опоры.
В связи с возросшими требованиями потребителей к комфортабельности езды многие фирмы в последние 10-15 лет стали широко применять на выпускаемых автомобилях гасители колебаний нового класса - гидроопоры [75, 95, 96]. Гидроопора обеспечивает уровни демпфирования в 3-5 раз большие, чем те, которые достижимы на практике при помощи чистых эластомеров [109].
Определение исходных данных для динамической модели
Для математического моделирования необходимо знать исходные данные моделируемого объекта. В нашем случае этими данными являются моменты инерции, жесткости упругих элементов и валопроводов, коэффициенты демпфирования. От точности определения исходных данных зависит точность расчета и, как следствие, правильность рекомендаций по доводке подвески силового агрегата. Методам определения моментов инерции и жесткостей деталей посвящено большое количество работ [76, 78, 70, 86, 17]. Например, моменты инерции можно определить экспериментально, графически и аналитически.
При экспериментальном методе необходимо наличие детали, а также стендового оборудования. Данный способ дает большую точность полученных значений. Наибольшее распространение получили метод качания и метод бифилярного подвеса [70]. Эти методы основаны на законе колебаний физического маятника.
Аналитический метод можно применить, если деталь имеет несложные очертания, в этом случае тело разбивают на геометрически простые элементы, моменты инерции которых можно рассчитать. Результирующий момент инерции определяется как сумма элементарных моментов инерции.
Если деталь сложно разделить на геометрически простые элементы, то применяют графоаналитический метод. Положительные моменты в последних двух методах заключается в том, что их можно применять при отсутствии самой детали и стендов. Достаточно наличие конструкторской документации и знание материала, из которого изготовлена данная деталь. В представленной работе было использовано три метода определения моментов инерции: экспериментальный, аналитический и метод трехмерного моделирования детали с помощью программы SolidWorks 2001, при котором момент инерции определяется на программном уровне [72].
Так как в расчетную модель силового агрегата входит крутильная модель трансмиссии, то систему необходимо сначала редуцировать или привести к какому-либо элементу [70]. Жесткость всего вала определялась как жесткость последовательно включенных элементарных конусов.
Учет реактивного контура в крутильной схеме трансмиссии в работе Масаидова М.С. [56] привел к изменению частот и амплитуд собственных колебаний мостов. Для оценки применимости данной теории к колебаниям силового агрегата и влиянию на его колебания реактивных контуров необходимо выяснить, как изменяются частоты собственных колебаний, амплитуды виброперемещений и виброускорений силового агрегата, влияющие на общий уровень вибронагруженности автомобиля, с помощью составленных систем дифференциальных уравнений.
Анализируя полученные данные, можно сделать следующий вывод: введение в модель дополнительных элементов трансмиссии и реактивной связи мостов оказывает незначительное влияние на частоты собственных колебаний силового агрегата. Это связанно с тем, что приведенные моменты инерции и жесткости элементов трансмиссии представляют собой величины значительно меньшие в сравнении со значениями моментов инерции и жесткостей опор силового агрегата. Таким образом, для определения частот собственных колебаний силового агрегата достаточно использовать упрощенную
Для оценки влияния дополнительных звеньев в трансмиссии и реактивных звеньев при вынужденных колебаниях силового агрегата необходимо определить частоту вращения коленчатого вала двигателя частоту возбуждения, на которой двигатель будет иметь максимальное вибрационное воздействие на кузов автомобиля. За степень воздействия вибрации двигателя примем величину виброускорения силового агрегата на опорах. Для этого определим средние квадратичные значения виброускорений силового агрегата при частоте вращения коленчатого вала от 900 мин"1 до 6000 мин"1. На рис. 2.10 изображены результаты расчетов для модели №3.
В связи с тем, что результат будет аналогичным и для других динамических моделей, можно сделать общий вывод, что частота вращения коленчатого вала двигателя, равная 900 мин"1, находится около частоты собственных колебаний двигателя на опорах, что и приводит к повышенному уровню колебаний силового агрегата; частота возбуждения, соответствующая частоте вращения коленчатого вала около 4000 мин"1 приводит к тому, что силовой агрегат имеет резкое повышение уровня виброускорений.
Дальнейшее сравнение проводилось при частоте возбуждения, равной частоте вращения коленчатого вала 4000 мин"1. Данный режим характеризуется наибольшей вибронагруженностью, что приводит к соответствующему увеличению уровня как внутреннего, так и наружного шума автомобиля.
Измеряемые параметры и испытательное оборудование
Исходя из цели исследования, регистрируемыми параметрами были: вертикальные и продольные колебания силового агрегата; вертикальные, продольные и поперечные колебания кронштейна, соединяющего двигатель и подушку опоры; вертикальные, продольные и поперечные колебания кронштейна, соединяющего подушку опоры силового агрегата и кузов; вертикальные, продольные и поперечные колебания рычага переключения передач; вертикальные колебания на рулевом колесе; вертикальные колебания панели пола в ногах водителя; АЧХ виброскорости двигателя; скорость поступательного движения автомобиля; угловые колебания силового агрегата в поперечной плоскости; угловые колебания силового агрегата в вертикальной плоскости. Регистрация данных параметров велась с помощью комплекта оборудования в Управлении специальных испытаний Дирекции технического развития (УСИ ДГР) ОАО «АВТОВАЗ». Испытания проводились как на стенде с беговыми барабанами (рис 3.4), так и на дорогах общего пользования. В комплект измерительного оборудования входили: линейный акселерометр AT 1105; трехкомпонентные пьезоэлектрические датчики ускорения KD35; трехкомпонентный датчик ускорений АП 38; датчик виброускорений 7705-1000 фирмы «Endevco»; частотный анализатор Брюль и Къер 2145; частотный анализатор VIBROPORT 30 фирмы «Schenck»; переносной персональный компьютер с процессором Pentium 100; АЦП плата на 16 каналов с частотой опроса датчиков 20 кГц; тахометр ТАС 100 фирмы «Larson Davis». Точность измерения значений виброускорений + 5%. Точность измерения частоты вращения коленчатого вала двигателя ± 20 мин"1. Для общей оценки вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата необходимо было провести оценку следующих отдельных параметров: вибронагруженность элементов трансмиссии и кузова; вибрационное состояние автомобиля на режиме холостого хода двигателя; вибрационное состояние рулевого колеса; вибрационное состояние рычага переключения коробки передач.
Оценка вибрационного состояния элементов трансмиссии и кузова осуществлялась по величине виброускорений, зарегистрированных с помощью датчиков виброускорений, установленных в контрольных точках.
Датчик №1 установлен на кронштейне, соединяющем двигатель и подушку опоры силового агрегата. Датчик №2 установлен на кронштейне, соединяющем подушку опоры силового агрегата и кузов. Датчики №3 и №5 установлены на корпусе раздаточной коробки в направлении оси X с двух сторон от ее оси. Датчики №4 и №6 установлены на корпусе раздаточной коробки в направлении оси Z с двух сторон от ее оси. Датчик №7 установлен на блоке цилиндров двигателя. На полу в районе кронштейна (поперечины) задней опоры автомобиля (левая сторона) установлен датчик №8. На задней части правой салазки сиденья водителя (эквивалентно вибрации панели пола под ногами водителя - локальная вибрация, воздействующая на человека) установлен датчик №9. Оценка проводилась на следующих основных режимах: автомобиль стоит на месте, возбуждение двигателем - пуск двигателя; автомобиль стоит на месте, возбуждение двигателем без нагрузки в диапазоне: частота холостого хода - максимальные эксплуатационная частота; автомобиль движется по дороге общего пользования или испытательному участку с характеристиками, соответствующими характеристикам испытательного участка №1 дороги НИЦИАМТ (в соответствии с ОСТ 37.001.275-84), в режиме интенсивного разгона на 3-ей и 4-ой передаче при частоте вращения коленчатого вала от 0,45-Nne до 0,9-Nne [мин 1], где Nne -частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной мощности двигателя; автомобиль движется по дороге общего пользования или испытательному участку с характеристиками, соответствующими характеристикам испытательного участка №1 дороги НИЦИАМТ (в соответствии с ОСТ 37.001.275-84) на постоянной скорости в диапазоне от 40 км/ч до 140 км/ч на 4-й и 5-й передаче; режимы дорожных испытаний имитируются в лабораторных условиях на специальном стенде с 4-мя беговыми барабанами.
Загрузка автомобиля должна быть частичная: на левом переднем сиденье - водитель, на левом заднем сиденье - измерительная аппаратура, на правом заднем сиденье - оператор.
Оценка проводилась по инструкции И1975.37.101.0157-2002. Вибрационное состояние оценивалось на неподвижном автомобиле при возбуждении работой двигателя без нагрузки на частоте вращения коленчатого вала двигателя, соответствующих холостому ходу и составляющих 800 мин"1. Виброускорения измерялись при помощи датчиков виброускорений, установленных в следующих контрольных точках автомобиля: на рулевом колесе: нижняя часть обода, в направлении, совпадающем с вертикальной осью автомобиля (ось "Z") - датчик №10; на кронштейне правой опоры двигателя в направлении оси "Z"; на рукоятке рычага переключения передач, в направлении, совпадающем с продольной и поперечной осями автомобиля (ось "X", "Y", "Z") - датчик №11; на панели пола в зоне ног водителя в направлении оси "Z" - датчик №9. В качестве параметра оценки взяты средние квадратичные значения виброускорений в диапазоне 3-200 Гц, которые не должны превышать значений, заложенных в технические требования на автомобиль.
Оценка вибрационного состояния автомобиля в режиме холостого хода, равномерного движения и разгона
Оценка вибронагруженности элементов трансмиссии и кузова проводилась по 1/12-октавным спектрам уровней виброускорений в контрольных точках салазок сиденья водителя, силового агрегата, балки, пола в районе крепления балки задней опоры при движении автомобиля с постоянными скоростями 100, 120 и 140 км/час.
Резинометаллическая опора жесткостью Cz = 300 Н/мм При равномерном движении автомобиля максимальные уровни виброускорений в контрольных точках на балке и на полу в районе крепления балки зарегистрированы на скорости 120 км/час и составили 138,1 дБ и 123,8 дБ соответственно, что вызвано близостью частоты возбуждения - 2-й моторной гармоники двигателя и частоты собственных колебаний балки.
Данные по вибронагруженности балки задней опоры силового агрегата автомобиля «мягкой» комплектации и пола в районе крепления балки при движении автомобиля на 4-й передаче с постоянными скоростями приведена в таблице 4.1.
В режиме разгона автомобиля «мягкой» комплектации в диапазоне частот вращения коленчатого вала 3600-4200 мин"1 отмечено резкое возрастание уровней виброускорений на балке задней опоры, что приводит к повышению передачи вибрации на кузов и возрастанию шума в салоне автомобиля. Причиной повышенных уровней виброускорений являются резонансные явления, вызванные совпадением частоты собственных изгибных колебаний балки задней опоры (136 Гц) с частотой возбуждения 2-й моторной гармоники (4100 мин"1 - 137 Гц) и не соответствует техническим требованиям на автомобиль (более 250 Гц).
Среднее значение перепада виброускорений на задней опоре силового агрегата составило 9,7 дБ (табл. 4.2), что является чрезвычайно низким и не соответствует техническим требованиям к семейству автомобилей «Шевроле-Нива» (более 26 дБ или в 20 раз). Для исключения явления резонанса балки - совпадения частот возбуждения с частотой собственных колебаний, необходимо чтобы частота собственных колебаний балки была в 1,4 раза больше частоты возбуждения и составляла величину не менее 250 Гц. Таким образом, для снижения резонансных колебаний балки задней опоры целесообразно дополнительно увеличить ее жесткость.
Для проектирования балки задней опоры с заранее известными геометрическими характеристиками и жесткостью был применен программный пакет конечно-элементного моделирования «Nastran». В результате была спроектирована балка с частотой собственных изгибных колебаний более 250 Гц.
Экспериментальные результаты, подтверждающие устранение резонансного явления, отражены в графиках уровней виброускорений на задней опоре при разгоне автомобиля «мягкой» комплектации с исходной и модернизированной балкой (рис. 4.4 и рис, 4.5). Эффект, вносимый установкой задней опоры повышенной жесткости на модернизированную балку, можно оценить при помощи графиков уровней виброускорений на задней опоре при разгоне автомобиля «мягкой» комплектации и автомобиля «жесткой» комплектации (рис. 4.5 и рис. 4.6). Средний перепад уровня виброускорений между силовым агрегатом и балкой при установке опоры повышенной жесткости увеличился с 8 дБ до 19,5 дБ, а перепад уровня виброускорений между силовым агрегатом и кузовом автомобиля увеличился с 21 дБ до 37 дБ.
Анализ результатов замеров средних квадратичных значений ускорений силового агрегата (в районе задней опоры) (рис.4.8 и 4.9) явно показывает, что нарастание уровня виброускорений при увеличении скорости движения автомобиля в «жесткой» комплектации происходит плавно без резких всплесков, что позволяет судить об устранении резонансного явления. В зоне высоких скоростей, в некоторых случаях, отмечено незначительное увеличение уровня виброускорений (рис 4.9). Этот факт связан с тем, что рекомендованная жесткость задней опоры, в результате теоретических исследований составила Cz=330 Н/мм, а для экспериментальных исследований, из-за отсутствия рекомендуемой опоры к моменту начала доводочных работ, была выбрана опора с жесткостью Cz=300 Н/мм.
Сравнительный анализ графиков уровней колебаний в контрольных точках автомобиля «мягкой» комплектации (рис 4,10 - 4.12) и автомобиля «жесткой» комплектации (рис 4.13 - 4.15) показывает, что в частотном диапазоне от 10 до 1000 Гц произошло снижение уровня виброускорений на 8 - 12 дБ при частотах вращения коленчатого вала двигателя от 4000 до 4500 обмин. Общий уровень виброускорений снизился в среднем на 12% во всем скоростном диапазоне эксплуатации автомобиля. Общие уровни виброускорений в контрольной точке силового агрегата (в районе выхода карданного вала) в направлении вертикальной оси автомобиля (Z) при движении автомобиля с постоянными скоростями на 4-й передаче приведены в таблице 4.3.
В «мягкой» и «жесткой» комплектации автомобиля при работе двигателя на режиме холостого хода (800 мин"1) уровни виброускорений панелей кузова (панель левой двери, панель пола) соответствуют техническим требованиям на автомобиль.
Для проверки виброкомфорта при управлении автомобилем были проведены замеры вибрации органов управления: рулевого колеса и рычага переключения коробки передач.
При равномерном движении автомобиля уровни виброускорений рулевого колеса автомобиля в «мягкой» комплектации ниже соответствующих уровней виброускорений автомобиля «жесткой» комплектации на 2-7,1 дБ (в 1,3-2,3 раза), в то же время они не превышают требований технического задания на всех оцененных скоростях движения автомобиля. Резонансные частоты вертикальных и поперечных колебаний рулевого колеса для обеих комплектаций автомобиля составили 33 и 30.5 Гц соответственно и удовлетворяют требованиям технического задания (более 30 Гц).
Таким образом, зарегистрировано увеличение виброактивности рулевого колеса при установке задней опоры повышенной жесткости. Доводочные работы по рулевому управлению, проводимые для выявления необходимых конструктивных параметров рулевого механизма с усилителем, с учетом рекомендаций по увеличению жесткости рулевого вала (увеличение диаметра или жесткости кронштейнов), позволят снизить вибрацию рулевого колеса. Однако, общий уровень виброускорений рулевого колеса автомобиля «мягкой» и «жесткой» комплектаций удовлетворяет требованиям технического задания.
При движении с постоянными скоростями уровни виброускорений рычага переключения передач автомобиля «мягкой» комплектации удовлетворяют требованиям технического задания с незначительным превышением уровня (на 0,3 дБ) на скорости 120 км/час, что находится в пределах погрешности измерений, в тоже время выше на 4,9 дБ (в 1,8 раза) соответствующих уровней виброускорений рычага автомобиля «жесткой» комплектации при движении со скоростями 70 и 90 км/час, и ниже на 1,5 дБ (в 1,2 раза) - при движении со скоростью 110 км/час.
При работе двигателя на частоте холостого хода максимальные уровни виброускорений рычага коробки передач были зарегистрированы в поперечном направлении и составили 6,4 м/сек2, что значительно превышает техническое задание (менее 1,5 м/сек2).
При движении в режиме разгона на 4-й передаче, в диапазоне частот вращения коленчатого вала от 2500 до 4600 мин"1, максимальные значения результирующей уровней виброускорений рычага коробки передач автомобиля «мягкой» комплектации превышают требования технического задания на 9,3 дБ (в 2,8 раза). Максимальные значения результирующей уровней виброускорений рычага переключения передач автомобиля «мягкой» комплектации составили 138,3 дБ, что близко по абсолютным уровням замеренным на автомобиле «жесткой» комплектации, но проявляются на более высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя (4400 мин 1 против 3800 мин 1 в «жесткой» комплектации).
