Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса 10
1.1 Основные источники внутреннего и внешнего шума в автомобиле 10
1.2 Методы снижения шума автомобиля 14
1.3 Применение вибродемпфирующих материалов для снижения внутреннего шума автомобиля 19
1.4 Обзор методов расчета вибрации и внутреннего шума легкового автомобиля 21
1.5 Обзор экспериментальных методов исследования вибрации и внутреннего шума автомобиля 30
1.6 Цель и задачи исследования 37
ГЛАВА 2. Исследование внутреннего шума автомобиля .39
2.1 Теоретические основы расчета внутреннего шума с помощью метода конечных элементов 39
2.2 Основные принципы построения расчетной модели 47
2.2.1 Структурная модель каркаса кузова автомобиля ВАЗ 1118 48
2.2.2 Массово-кинематическая модель автомобиля ВАЗ 1118 .52
2.2.3 Акустическая модель внутреннего пространства салона легкового автомобиля ВАЗ 1118 55
2.3 Анализ форм колебаний воздушного объема салона легкового автомобиля ВАЗ 1118 57
2.4 Расчетное моделирование акустических полей в салоне легкового автомобиля 63
2.4.1 Основные источники возникновения вибрации панелей каркаса кузова легкового автомобиля 63
2.4.2 Теоретические зависимости для оценки влияния форм колебаний воздушного объема салона и панелей кузова на уровень звукового давления 65
2.4.3 Анализ влияния вибрации воздушного объема салона и панелей каркаса кузова на уровень шума в салоне легкового автомобиля ВАЗ 1118 68
2.4.4 Анализ акустических полей в салоне легкового автомобиля ВАЗ 1118 77
2.5 Основные выводы по второй главе 85
ГЛАВА 3. Исследование многослойных вибродемпфирующих композитов применяемых в автомобиле 87
3.1 Основные соотношения для демпфирования растяжения-сжатия и сдвига 87
3.2 Исследование композитов на примере балки «Оберет» 89
3.2.1 Исследование двухслойных композитов 91
3.2.2 Исследование трехслойных композитов 92
3.3 Исследование композитов на примере стенда RTC-3 93
3.4 Исследование метода моделирования двухслойных композитов с помощью метода «раздельные слои» 98
3.5 Основные выводы по третьей главе 104
ГЛАВА 4. Определение рациональных характеристик автомобильных демпфирующих покрытий 105
4.1 Определение оптимального положения вибродемпфирующего покрытия на основе метода «раздельные слои» 105
4.2 Определение рациональных физических характеристик демпфирующего покрытия на основе модели «раздельные слои» 110
4.3 Выводы по четвертой главе 114
ГЛАВА 5. Улучшение виброакустических характеристик каркаса кузова легкового автомобиля ВАЗ 1118 115
5.1 Основные методы снижения внутреннего шума в салоне
легкового автомобиля ВАЗ 1118 115
5.1.1 Модернизация конструкции полки задка легкового автомобиля ВАЗ 1118 115
5.1.2 Выбор рационального варианта обработки крыши легкового автомобиля ВАЗ 1118 демпфирующим материалом 119
5.2 Анализ уровней звукового давления в салоне легкового автомобиля модернизированной конструкции 126
5.3 Выводы по пятой главе 137
ГЛАВА 6. Экспериментальное исследование внутреннего шума легкового автомобиля ВАЗ 1118 138
6.1 Методика исследования внутреннего шума 138
6.2 Результаты экспериментального определения уровня внутреннего шума в салоне легкового автомобиля ВАЗ 1118 142
6.3 Выводы по шестой главе 153
Основные выводы и рекомендации 154
Литература 156
Приложение 168
- Обзор методов расчета вибрации и внутреннего шума легкового автомобиля
- Анализ форм колебаний воздушного объема салона легкового автомобиля ВАЗ 1118
- Исследование метода моделирования двухслойных композитов с помощью метода «раздельные слои»
- Определение рациональных физических характеристик демпфирующего покрытия на основе модели «раздельные слои»
Введение к работе
Прогресс, достигнутый современным компьютерным обеспечением, привел к значительному ускорению процесса проектирования. Передовые программы в области САПР предоставляют широкие возможности современному инженеру. Большинство компаний, в частности автомобильной отрасли, где время вывода нового изделия на рынок очень критично, проводят все меньше и меньше испытаний в предпочтении расчетам. Они используют расчеты на некоторых этапах, даже исключая необходимость проведения испытаний. Сегодня расчеты осуществляют множество функций для поставщиков компонентов. Некоторые компании передвинули процесс расчетов на более ранние этапы разработки конструкции, так что проверка конструкции происходит до того как прототипы должны быть изготовлены. На других этапах расчеты дали возможность инженерам достичь лучшего понимания процесса проектирования и создать новые методы разработки качественной конструкции.
Актуальность работы. Современные требования рынка обуславливают значительное сокращение сроков на разработку конструкцию автомобиля. Все ведущие автомобильные концерны стремятся существенно сократить сроки постановки новых моделей на конвейер. Американский гигант General Motors планирует снизить этот показатель с 48 месяцев до 18. Немецкая компания BMW прогнозирует сокращение времени на разработку с 60 до 30 месяцев. Ford Motor company объявила о планах снижения сроков на разработку новой модели с 65 до 35 месяцев. Существенное влияние на процесс проектирования оказывает также повышение требований рынка к качеству автомобиля. Выполнения вновь вводимых правил ЕЭК ООН, норм пассивной безопасности EuroNCAP требует от производителя увеличения затрат на проектирование автомобиля (как материальных так и интеллектуальных). Новые нормы пассивной безопасности уже невозможно
выполнить без виртуальных испытаний автомобиля. Чем раньше начинают проводиться виртуальные испытания, тем более качественный и дешевый оказывается процесс проектирования нового автомобиля. По мнению экспертов журнала Automotive engineering, современный процесс проектирования можно условно разделить на следующие три типовых процесса:
А) Создание или модификация конструкторской документации —>
изготовление прототипа —> испытания; Б) Создание или модификация конструкторской документации —>
изготовление прототипа —> испытания —» расчеты; В)Создание или модификация конструкторской документации — расчеты —» изготовление прототипа —» испытания.
Создание или
модификация
конструкторской
документации
Создание или
модификация
конструкторской
документации
Создание или
модификация
конструкторской
документации
Изготовление прототипа
\7
Изготовление прототипа
\7
Расчеты
Испытания
Испытания
Изготовление прототипа
А)
\7
Расчеты
Испытания
Б) В)
Блок схема подобных типов представлена на рисунке 1.
Рисунок 1. Блок схема процессов проектирования.
Зависимость затрат для каждого типа процесса проектирования [92] показана на рисунке 2.
Рисунок 2. Зависимость затрат в процессе проектирования для разных
типов проведения проектирования автомобиля.
Затраты для типа А и Б возрастают на конечном этапе в связи с большой ценой исправления ошибок на конечных стадиях проектирования. Значительные затраты для типа В на начальных этапах связаны с использованием дополнительного количества высококвалифицированных инженеров в области расчетов и увеличения количества дорогостоящей вычислительной техники и программного обеспечения. Как видно из графика подобные вложения достаточно хорошо окупаются за счет снижения сроков разработки и повышения качества легкового автомобиля.
Цель работы. Разработка методологии оптимального проектирования каркаса кузова и демпфирующих покрытий с точки зрения минимизации уровня внутреннего шума в салоне автомобиля генерируемого вибрацией панелей кузова.
Методы исследования. Теоретические исследования кузова легкового автомобиля и его воздушного объема проведены на базе метода конечных элементов. Экспериментальные исследования внутреннего шума автомобиля ВАЗ 1118. Экспериментальные исследования характеристик многослойных демпфирующих композитных материалов проведены с помощью метода балки «Оберста» и с использованием стенда RTC.
Объект исследования. Каркас кузова легкового автомобиля и демпфирующие покрытия.
Научная новизна.
Разработана более точная методика моделирования двухслойных композитов (демпфирующих покрытий нанесенных на детали каркаса кузова).
Разработан метод оценки эффективности нанесения демпфирующих покрытий, основанный на уравнении энергии деформации для многослойного композита.
Разработан метод оценки вклада вибрации отдельных панелей каркаса кузова в уровень шума в салоне легкового автомобиля.
Уточнена методика моделирования конечно-элементной модели «кузова легкового автомобиля - воздушный объем». Практическая ценность. Разработанные методики расчета уровня
внутреннего шума в салоне легкового автомобиля позволяют существенно сократить сроки доводки автомобиля по критерию акустического комфорта. Разработанный метод моделирования двухслойных композитов, используемых для снижения уровня вибрации панелей кузова, является эффективным инструментом анализа определения рациональных характеристик демпфирующих покрытий. Применение разработанной методики моделирования композитов позволяет значительно снизить затраты при проектировании демпфирующих покрытий каркаса кузова легкового
автомобиля за счет замены трудоемких испытаний натурных образцов расчетами с помощью метода конечных элементов.
Реализация работы. Разработанная методика выбора параметров демпфирующих покрытий внедрена на ЗАО НПП «Тэкникал консалтинг»и в учебный процесс на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета.
Апробация работы. Основные результаты работы доложены на международных конференциях по шуму и вибрации в Санкт-Петербурге в 2000 и 2004 годах, на Всероссийской научно-практической конференции в Тольятти в 2003 и 2004 годах, на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета, на кафедре «Автомобили» имени Е.А. Чудакова МГТУ «МАМИ».
Публикации: 6 статей.
Обзор методов расчета вибрации и внутреннего шума легкового автомобиля
При работе двигателя, трансмиссии и т.д. колебания агрегатов распространяются через элементы крепления и возбуждают вторичную вибрацию панелей кузова легкового автомобиля. Вибрация панелей каркаса кузова генерируют структурный шум, который при хорошей акустической доводке других агрегатов автомобиля, становится основным источником внутреннего шума [84]. Современные легковые автомобили, как правило, имеют несущий кузов, более виброактивный по сравнению с кузовом рамной конструкции, поэтому вопрос ограничения структурного шума в несущих кузовах, в случае хорошей акустической проработки других агрегатов автомобиля, определяется в основном виброакустическими характеристиками кузова и воздушного объема.
Формы колебаний кузова, оказывающие влияние на внутренний шум автомобиля, были впервые рассмотрены в работах Джа и Приде [103] Они установили, что наибольший уровень шума, создаваемый колебаниями жесткого кузова относительно подвески и колес (5....10 Гц) и вынужденными колебаниями кузова, вызванными вибрацией двигателя (11...17 Гц), соответствует частоте приблизительно 10 Гц, расположенной в инфразвуковой области. Изгибные и крутильные колебания кузова в целом (25...40 Гц) и особенно кольцевые формы колебаний пассажирского отделения (50...150 Гц) вызывают усиленный внутренний шум из-за собственных резонансных колебаний ненагруженного кузова. Звуковой резонанс воздушного объема, возникающий в пассажирском салоне на отдельных частотах в диапазоне 90... 150 Гц, также повышает уровень внутреннего шума, но имеет лишь второстепенное значение.
Долгое время в автомобилестроении уделялось внимание в основном исследованию низкочастотной инфразвуковой вибрации. Работы Нюнина Б.Н. посвящены анализу основных источников инфразвука легкового автомобиля [59,60]. Для определения первых собственных частот колебаний кузов моделировался с помощью стержней или балок. Существуют формулы для приближенного определения первых резонансных частот изгибных и крутильных колебаний. В [87] приведена одна из формул для определения приближенного значения резонансной частоты изгибных колебаний, главным образом для кузовов типа открытой оболочки. Исходными данными в формуле являются момент инерции поперечного сечения главных боковых лонжеронов, постоянная масса единицы длины, колесная база, модуль упругости материла кузова. В модели Фентона [87] кузов легкового автомобиля представляет собой систему с 228 степенями свободы, испытывающую изгибные и крутильные колебания. Вибрация кузова модели включает в себя вибрацию каркаса кузова и облицовочных панелей.
Частоты собственных колебаний панелей кузова определяются с помощью аналитических формул для пластин простейшей формы в случае шарнирной опоры краев [87]. В [68] расчетные модели кузовов подразделяются на стержневые, оболочечные и оболочечно-стержневые. Методы расчета тонкостенных конструкций приведены в [62,87].
Наиболее часто применяются классические методы строительной механики, которые основаны на точном решении дифференциальных уравнений. Аналитическое решение невозможно и его точность недостаточна для сложной конструкции автомобильного кузова из-за высокой сложности дифференциальных уравнений. Поэтому большое развитие получили численные методы расчета конструкций. К подобным методам относятся вариационные, вариационно-разностные методы и метод конечных элементов. В задачах автомобилестроения для исследования вибрации кузова применяется в большинстве случаев эффективный матричный метод конечных элементов (МКЭ) [113,114] , обладающий целым рядом преимуществ [28,57]. Численная реализация основана на использовании высокопроизводительных вычислительных машин. Метод конечных элементов предполагает замену конструкции структурной моделью, состоящей из набора элементов простой формы - стержни, пластины и т. д. -с известными упругими свойствами. Свойства отдельных элементов определяют свойства конструкции в целом при заданных граничных условиях.
Пакеты прикладных программ (MSC.Nastran, Ansys, Abaqus), разработанные для метода конечных элементов, универсальны. Однако при решении конкретных задач необходимы специальные исследования, относящиеся к выбору типа конечного элемента, граничных условий, режимов нагружения и т. д.
Для анализа внутреннего шума, генерируемого панелями в салон легкового автомобиля, необходимо определить характеристики колебаний воздушного объема салона автомобиля и их связь с вибрацией кузова. Gillard P. в своей работе [100] рассматривает кузов легкового автомобиля как пассивный элемент, на который передаются вибрация от различных источников и который сам является источником вторичных колебаний. Параметры вторичных колебаний определяются экспериментальным путем, заключающемся в нахождении общей передаточной функции между каждой входной вибрирующей точкой и каждой точкой в салоне автомобиля.
Акустическое излучение от панелей кузова анализируется в [112], где отмечено, что при низких частотах звукового диапазона возможна когерентная вибрация панелей кузова автомобиля. Для низкочастотного диапазона приводятся формулы расчета акустического импеданса и звукового давления, требующие большого количества экспериментальных данных.
Обзор работ по исследованию взаимосвязи вибрации панелей кузова легкового автомобиля и структурного шума экспериментально-расчетными методами приведен в работе В.Е. Тольского [81], в которой показано, что проблема связи вибрации панелей каркаса кузова и внутреннего шума решена не полностью.
Анализ форм колебаний воздушного объема салона легкового автомобиля ВАЗ 1118
Основываясь на результатах полученных во второй главе определены основные направления по улучшению виброакустических характеристик каркаса кузова автомобиля ВАЗ 1118 с целью снижения уровня шума в салоне. Одним из главных источников низкочастотного шума для задних пассажиров является повышенная виброактивность полки задка из-за недостаточной жесткости. Вибрация полки задка возбуждает акустический резонанс воздушного объема, что также ведет к повышению уровню шума в салоне автомобиля ВАЗ 1118. Вибрация панели крыши также в значительной мере влияет на уровень шума для водителя и переднего пассажира. Поскольку конструкция крыши не позволяет изменять жесткость, то основной метод снижения виброактивности является нанесение вибродемпфирующих накладок. Основные мероприятия по результатам анализа влияния отдельных панелей на уровень шума в салоне автомобиля: 1) Снижение виброактивности полки задка за счет изменения конструкции и нанесения демпфирующего покрытия. 2) Определение рациональной схемы нанесения демпфирующих покрытий на крышу автомобиля. Выбор материала с целью минимизации вносимой неконструкционной массы. Конструкция полки задка представляет из себя стальную штампованную деталь толщиной 0,8 мм. По краям детали сделаны отверстия для установки динамиков акустической системы. В центре детали сделаны выштамповки для снижения массы детали. Общий вид детали, изготовленной в соответствии с конструкторской документацией представлен на рисунке 5.1.1.1, Анализируя формы колебаний полки задка, возбуждаемые вибрацией, передающейся от подвески легкового автомобиля (рисунок 5.1.1.2), можно сделать вывод о недостаточной жесткости полки, как в продольном, так и в поперечном направлениях. Увеличение жесткости полки задка возможно за счет введение двух усилителей, проходящих о передней части полки к задней части вдоль подштамповки, а также за счет введения поперечины, проходящей от правого соединителя к левому соединителю. Дополнительно для снижения виброактивности убраны облегчающие отверстия в центре детали и на плоскую поверхность нанесен демпфирующий материал. Толщина поперечины равняется 1,2 мм. Толщина усилителей равняется і мм. Материал демпфирующей накладки имеет следующие характеристики: модуль упругости - 1800 МПа, коэффициент Пуассона - 0,4 , плотность -1200 кг/м3, толщина - 3 мм, коэффициент внутренних потерь - 0,25. Общий вид модернизированной конструкции полки задка показан на рисунке 5.1.1.3. Панель крыши легкового автомобиля ВАЗ 1118 представляет собой деталь, поверхность которой имеет небольшую кривизну. Крепление крыши осуществляется с помощью точечной контактной сварки по контуру с боковиной кузова, балкой крыши передней, балкой крыши задней, крылом задним. Два поперечных усилителя, подкрепляющие крышу через специальные противоскрипные прокладки, разделяют панель крыши на три примерно равные части. Общий вид крыши показан на рисунке 5.1.2.1. Разработаны три варианта нанесения демпфирующих покрытий. Размеры накладок выбраны из условия безотходной раскройки битумных листов. Стандартный битумный лист имеет размеры 1200X1000 мм, поэтому размеры накладок подбирались кратными 300 или 200 мм по длине и ширине. Общий вид схем нанесения демпфирующих накладок представлен на рисунке 5.1.2.2. Площадь демпфирующих накладок для схемы №1 равна 0,72 м . Площадь демпфирующих накладок для схем №2 и №3 равна 0,66 м . Демпфирующие покрытия для всех вариантов располагаются симметрично относительно плоскости симметрии автомобиля. Два материала использовались для выбора оптимальной схемы нанесения: 1) DFF -3,6 имеющий следующие характеристики: Модуль упругости - 1800 МПа; Плотность -1200 кг/м3; Для анализа эффективности различных схем нанесения демпфирующих покрытий использовалась часть структурной модели каркаса кузова. Модель ограничена примыкающими стойками кузова (ветровая стойка, центральная стойка, стойки С и D). Сечения стоек каркаса кузова закрепляются по всем шести степеням свободы. Демпфирующие покрытия моделируются в соответствии с методикой описанной в главе 4. Рассчитаны собственные частоты панели крыши с нанесенным демпфирующим покрытием. Композитный коэффициент потерь конструкции определен для каждой из форм колебаний в диапазоне частот от 0 до 300 Гц по формуле 3.4.3. Графики зависимости композитного коэффициента потерь от частоты для различных схем нанесения и вариантов материала показаны на рисунках 5.1.2.3-5.1.2.8.
Исследование метода моделирования двухслойных композитов с помощью метода «раздельные слои»
При работе двигателя, трансмиссии и т.д. колебания агрегатов распространяются через элементы крепления и возбуждают вторичную вибрацию панелей кузова легкового автомобиля. Вибрация панелей каркаса кузова генерируют структурный шум, который при хорошей акустической доводке других агрегатов автомобиля, становится основным источником внутреннего шума [84]. Современные легковые автомобили, как правило, имеют несущий кузов, более виброактивный по сравнению с кузовом рамной конструкции, поэтому вопрос ограничения структурного шума в несущих кузовах, в случае хорошей акустической проработки других агрегатов автомобиля, определяется в основном виброакустическими характеристиками кузова и воздушного объема.
Формы колебаний кузова, оказывающие влияние на внутренний шум автомобиля, были впервые рассмотрены в работах Джа и Приде [103] Они установили, что наибольший уровень шума, создаваемый колебаниями жесткого кузова относительно подвески и колес (5....10 Гц) и вынужденными колебаниями кузова, вызванными вибрацией двигателя (11...17 Гц), соответствует частоте приблизительно 10 Гц, расположенной в инфразвуковой области. Изгибные и крутильные колебания кузова в целом (25...40 Гц) и особенно кольцевые формы колебаний пассажирского отделения (50...150 Гц) вызывают усиленный внутренний шум из-за собственных резонансных колебаний ненагруженного кузова. Звуковой резонанс воздушного объема, возникающий в пассажирском салоне на отдельных частотах в диапазоне 90... 150 Гц, также повышает уровень внутреннего шума, но имеет лишь второстепенное значение.
Долгое время в автомобилестроении уделялось внимание в основном исследованию низкочастотной инфразвуковой вибрации. Работы Нюнина Б.Н. посвящены анализу основных источников инфразвука легкового автомобиля [59,60]. Для определения первых собственных частот колебаний кузов моделировался с помощью стержней или балок. Существуют формулы для приближенного определения первых резонансных частот изгибных и крутильных колебаний. В [87] приведена одна из формул для определения приближенного значения резонансной частоты изгибных колебаний, главным образом для кузовов типа открытой оболочки. Исходными данными в формуле являются момент инерции поперечного сечения главных боковых лонжеронов, постоянная масса единицы длины, колесная база, модуль упругости материла кузова.
В модели Фентона [87] кузов легкового автомобиля представляет собой систему с 228 степенями свободы, испытывающую изгибные и крутильные колебания. Вибрация кузова модели включает в себя вибрацию каркаса кузова и облицовочных панелей.
Частоты собственных колебаний панелей кузова определяются с помощью аналитических формул для пластин простейшей формы в случае шарнирной опоры краев [87]. В [68] расчетные модели кузовов подразделяются на стержневые, оболочечные и оболочечно-стержневые. Методы расчета тонкостенных конструкций приведены в [62,87].
Наиболее часто применяются классические методы строительной механики, которые основаны на точном решении дифференциальных уравнений. Аналитическое решение невозможно и его точность недостаточна для сложной конструкции автомобильного кузова из-за высокой сложности дифференциальных уравнений. Поэтому большое развитие получили численные методы расчета конструкций. К подобным методам относятся вариационные, вариационно-разностные методы и метод конечных элементов. В задачах автомобилестроения для исследования вибрации кузова применяется в большинстве случаев эффективный матричный метод конечных элементов (МКЭ) [113,114] , обладающий целым рядом преимуществ [28,57]. Численная реализация основана на использовании высокопроизводительных вычислительных машин. Метод конечных элементов предполагает замену конструкции структурной моделью, состоящей из набора элементов простой формы - стержни, пластины и т. д. -с известными упругими свойствами. Свойства отдельных элементов определяют свойства конструкции в целом при заданных граничных условиях.
Пакеты прикладных программ (MSC.Nastran, Ansys, Abaqus), разработанные для метода конечных элементов, универсальны. Однако при решении конкретных задач необходимы специальные исследования, относящиеся к выбору типа конечного элемента, граничных условий, режимов нагружения и т. д.
Для анализа внутреннего шума, генерируемого панелями в салон легкового автомобиля, необходимо определить характеристики колебаний воздушного объема салона автомобиля и их связь с вибрацией кузова. Gillard P. в своей работе [100] рассматривает кузов легкового автомобиля как пассивный элемент, на который передаются вибрация от различных источников и который сам является источником вторичных колебаний. Параметры вторичных колебаний определяются экспериментальным путем, заключающемся в нахождении общей передаточной функции между каждой входной вибрирующей точкой и каждой точкой в салоне автомобиля.
Акустическое излучение от панелей кузова анализируется в [112], где отмечено, что при низких частотах звукового диапазона возможна когерентная вибрация панелей кузова автомобиля. Для низкочастотного диапазона приводятся формулы расчета акустического импеданса и звукового давления, требующие большого количества экспериментальных данных.
Обзор работ по исследованию взаимосвязи вибрации панелей кузова легкового автомобиля и структурного шума экспериментально-расчетными методами приведен в работе В.Е. Тольского [81], в которой показано, что проблема связи вибрации панелей каркаса кузова и внутреннего шума решена не полностью.
Определение рациональных физических характеристик демпфирующего покрытия на основе модели «раздельные слои»
В работе Луканина [49] отмечается, что значения первых частот, определенных по формуле (1.1.3), отличаются от экспериментальных не более чем на 10 Гц.
Реальный кузов автомобиля не является абсолютно жестким телом, помимо того формула (1.4.3) справедлива для прямоугольного параллелепипеда, заменить которым реальный кузов автомобиля можно лишь с большими допущениями. Приведенная формула может дать в первом приближении лишь собственные частоты воздушного объема, но не позволяет определить формы колебаний воздушного объема салона.
В работе [32] собственные частоты получены из уравнения одномерной стоячей волны: резонанс возникает в том случае, когда по длине объема укладывается четное количество полуволн. В [69] приведены результаты расчета первых собственных частот и форм колебаний воздушного объема салона легкового автомобиля при расчете двумерной конечноэлементной модели с акустически жесткими стенками. Анализируя вышесказанное, отметим, что первую группу методов определения звукового поля в салоне легкового автомобиля, вызываемого вибрациями панелей, составляют экспериментальные методы, базирующиеся на измерении передаточных функций между входными точками (точками приложения сил к кузову) и точками в кузове автомобиля (точками расположения микрофона). Вторую группу методов, определяющих звуковое поле в кузове легкового автомобиля, составляют расчетно-экспериментальные методы, основанные на представлении кузова в виде совокупности пластин конечных размеров, обладающих конечной жесткостью и геометрическими размерами. Энергия изгибных колебаний, развивающихся в пластине, излучается в виде звуковых колебаний, если длина акустической волны в пластине больше длины звуковой волны. Каждая пластина представляет собой источник излучения звуковой энергии, которую находят по поверхностному распределению вибрации на панелях кузова в соответствии с теорией излучения тонких пластин. Обе группы методов определения взаимосвязи вибрации панелей и звукового давления в кузове легкового автомобиля имеют в своей основе экспериментальные исследования, требующие наличия опытного образца автомобиля. Точные аналитические расчеты не могут применяться к анализу распределения акустических полей внутри салона автомобиля ввиду недостаточной точности, которая определяется высокой сложностью, как формы кузова, так и процессов взаимодействия панелей кузова и воздушного объема. Для определения на стадии проектирования, а также на стадии доводочных акустических работ, влияние на внутренний шум вибрации панелей кузова применяют численные методы - метод конечных разностей (МКР) и МКЭ [108,109,112]. Метод конечных элементов имеет наибольшее распространение, поскольку имеет больше возможностей и позволяет облегчить аппроксимацию сложных объектов путем применения различных видов конечных элементов. Теоретические основы метода конечных элементов на данный момент разработаны достаточно полно и подробно [28,51,57,66]. Все ведущие автомобильные компании применяют МКЭ при исследовании поведения агрегатов и узлов автомобиля, а также кузова и автомобиля в целом. За рубежом методики расчета с использованием МКЭ, позволяющие оценивать внутренний шум, формируемый вибрацией панелей кузова автомобиля, были разработаны в 80-е годы прошлого столетия [93,95,96,97,98,101,109,110,114]. Данные публикации не показывают полностью методологию формирования конечно-элементной модели, последовательность и особенности проведения расчетов. Отечественное автомобилестроение, к сожалению, МКЭ не используется достаточно широко для анализа внутреннего шума легкового автомобиля. Методики, используемые зарубежными автомобильными компаниями для определения внутреннего шума, генерируемого панелями кузова, несколько отличаются друг от друга. Например, методика снижения низкочастотного шума (20...300 Гц) в салоне, применяемая фирмой «Дженерал моторе», состоит в следующем [102]: A) Предварительно определяются частоты, на которых при движении реального автомобиля возникают пиковые значения внутреннего шума; Б) Осуществляются вибрационные испытания кузова на этих частотах и определяются вибрационные данные для различных частей кузова; B) Рассчитываются с помощью конечноэлементной модели звуковое давление в местах расположения головы водителя и пассажира. При расчете звукового давления в кузове вибрационные характеристики панелей (амплитуды и фазы виброускорений) используются зо в качестве исходных данных. В итоге получают вектора, каждый из которых отражает вклад панелей в общее звуковое давление в салоне автомобиля. Суммарное звуковое давление получают сложением отдельных векторов. На основе полученной диаграммы возможно как выявление отдельных частей кузова, вносящих наибольший вклад в низкочастотный внутренний шум так и определение мероприятий по снижению шума. Учет фазовых характеристик звукового давления является отличительной особенностью низкочастотного шума автомобиля [99,112] и возможен для реального автомобиля при использовании численных методов расчета (в первую очередь МКЭ). Японской компанией «Ниссан» [104] предложена методика, позволяющая упростить расчеты, проводимые фирмой «Дженерал моторе». В методике используется модальное представление звукового поля, на основе которого определяется вклад вибрации любой точки кузова в звуковое давление в салоне автомобиля. 1.5 Обзор экспериментальных методов исследования вибрации и внутреннего шума автомобиля Подробные виброакустические исследования кузовов легковых автомобилей ведутся с 70-х годов прошлого столетия [43,89]. Работа Л.О.Давлюдова в НАМИ [24] явилась одной из первых работ, посвященных исследованию вибрации кузовов отечественных легковых автомобилей, в которой отмечено что первые частоты изгибных и крутильных колебаний кузова имеют значения в диапазоне 18...22 Гц (крутильные) и 25...30 Гц (изгибные).
Изучение влияния вибропоглощающих материалов на вибрацию и шум в кузове легкового автомобиля проводилось также в НАМИ Е.М. Резвяковым [71,72,73]. В 70-х годах была также установлена линейная пропорциональная зависимость между динамическими силами, приложенными к кузову автомобиля, вибрацией и звуковым давлением в салоне автомобиля [99] для широкого диапазона частот.
В тоже время Б.Н. Нюниным на ЗИЛе анализировался механизм образования инфразвукового шума на основе векторно-фазовых представлений на базе специально разработанного устройства для определения потока акустической мощности [59,60].
При исследовании вибрации и шума панелей кузова применяется большое количество измерительной аппаратуры (вибровозбудители, фазометры, импедансные головки, вибродатчики, шумометры, анализаторы и т.д.) [6,12,67]. Измерительно-анализирующую аппаратуру и стенды для возбуждения вибрации подбирают в соответствии с целями и задачами исследований.
