Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса по исследованию вибрации и внутреннего шума автомобиля. Цели и задачи диссертации 9
1.1 Источники вибрации автомобиля. Обзор основных работ 10
1.2 Обзор работ по исследованию внутреннего шума автомобиля 21
1.3 Анализ методов моделирования колебательных процессов силового агрегата 24
1.3.1 Обзор теоретических методов исследования вибрации и внутреннего шума автомобиля 24
1.3.2 Обзор экспериментальных методов исследования вибрации и внутреннего шума автомобиля 30
1.4 Краткие выводы по главе, цели и задачи диссертации 34
Глава 2. Экспериментальное исследование вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 38
2.1 Подготовка эксперимента 39
2.1.1 Описание и схема полноприводного динамометрического стенда 39
2.1.2 Измеряемые параметры и регистрирующая аппаратура 42
2.1.3 Подготовка объектов испытания 44
2.2 Методика проведения эксперимента 53
2.2.1 План проведения эксперимента 53
2.2.2 Выбор режима испытаний 55
2.2.3 Определение минимального времени записи виброускорений 57
2.3 Обработка экспериментальных данных 60
2.4 Краткие выводы по главе 64
Глава 3. Исследование колебаний силового агрегата и органов управления с помощью регрессионной модели 65
3.1 Корреляционный анализ экспериментальных данных 65
3.1.1 Постановка целей анализа, выбор программного обеспечения, описание алгоритма 65
3.1.2 Определение зависимости между варьируемыми факторами и вибрацией исследуемых узлов 67
3.1.3 Исследование зависимости с помощью двухмерных диаграмм рассеяния. Выводы о минимальном количестве датчиков 70
3.2 Построение расчетно-экспериментальнои регрессионной модели трансмиссии 72
3.2.1 Выбор программного обеспечения и точности модели 73
3.2.2 Определение коэффициентов уравнений регрессии 74
3.2.3 Описание регрессионной модели 78
3.3 Оптимизация исследуемых факторов по минимальному уровню вибрации 79
3.3.1 Формирование обобщенного критерия оценки уровня вибрации 79
3.3.2 Оптимизации исследуемых факторов при помощи расчетно-регрессионной модели 84
3.4 Краткие выводы по главе 88
Глава 4. Экспериментальное определение уровня внутреннего шума, создание методики доводки автомобиля по минимальному уровню вибрации 90
4.1 Дорожные испытания автомобиля по определению уровня внутреннего шума 90
4.1.1 Методика проведения дорожных испытаний автомобиля 90
4.1.2 Результаты дорожных испытаний автомобиля 92
4.1.3 Корреляция экспериментальных данных 104
4.2 Алгоритм методики 107
4.3 Краткие выводы по главе 110
Выводы и рекомендации 111
Литература 112
Приложения 126
- Анализ методов моделирования колебательных процессов силового агрегата
- Описание и схема полноприводного динамометрического стенда
- Исследование зависимости с помощью двухмерных диаграмм рассеяния. Выводы о минимальном количестве датчиков
- Методика проведения дорожных испытаний автомобиля
Введение к работе
Рост скоростей движения автомобилей, мощности и быстроходности их двигателей увеличили вибронагруженность силового агрегата автомобиля. Вибрационные нагрузки стали в значительной степени определять долговечность автомобиля и его комфортабельность, в частности, уровень шума, снижение которого приобретает все большее значение. Предельные значения уровней шума и вибрации оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники [12, 13, 1] и постоянно ужесточаются.
Наиболее сложным при проектировании является моделирование уровня вибрации и шума, для чего при построении математических моделей принимаются существенные допущения, а при моделировании шума в большинстве случаев используются эмпирические зависимости [40]. Моделирование данных процессов для полноприводных автомобилей усложняется дополнительными узлами трансмиссии и подвески, изменением распределения силовых нагрузок.
Одним из этапов производства автомобиля является «доводка». Он характеризуется испытаниями, экспериментами на реальных машинах, прототипах, ходовых макетах и т.п., проводимых с целью приведения параметров автомобиля до требуемых техническим заданием на автомобиль и нормативными документами. Проведение испытаний на реальном автомобиле исключает ошибки, связанные с неточностями математических моделей.
Технологии доводки автомобиля по уровню вибрации существуют у многих автопроизводителей, но являются «ноу-хау» и обусловлены наличием специальных методик, испытательного оборудования и программного обеспечения.
В настоящее время на ОАО «АВТОВАЗ» осуществляется постановка на производство модернизированной «Нивы LADA — 21214М ». Одним из главных требований технического задания на автомобиль является снижение уровня
шума в салоне автомобиля и вибрации силового агрегата и трансмиссии. В условиях массового производства изменение точек крепления силового агрегата, существенных изменений конструкции узлов автомобиля сильно затруднено, что подразумевает для решения данной проблемы применение «доводочных» мероприятий.
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, направленная на снижение вибронагруженности легкового автомобиля от работы силового агрегата, уровня внутреннего шума, является своевременной и актуальной.
Целью исследования является создание методики снижения вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля, на стадии его доводки, путем оптимизации жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач. Это позволит на этапе доводки автомобиля выбрать оптимальную, с точки зрения вибрации, систему подрессоривания силового агрегата и параметров узлов трансмиссии, тем самым обеспечить выполнение требований по виброакустическому комфорту и уровню внутреннего шума.
Данная цель предполагает решение следующих задач:
Экспериментальное определение вибрационного состояния автомобиля ВАЗ-21214 в процессе разгона;
Разработка методики оценки вибронагруженности узлов автомобиля в процессе разгона, оценочного критерия, шкалы оценки;
Разработка расчетно-экспериментальной регрессионной модели для моделирования вибронагруженности узлов автомобиля в процессе разгона;
Разработка методики оптимизации жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач;
Определение влияния исследуемых факторов на уровень внутреннего шума автомобиля;
Разработка рекомендаций по снижению уровня вибронагруженности и внутреннего шума автомобиля ВАЗ-21214.
Основные положения, выносимые на защиту:
Методика проведения и результаты экспериментального исследования вибрационного состояния автомобиля ВАЗ-21214 в процессе разгона;
Необходимость учета влияния усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач на уровень вибронагруженности при движении автомобиля;
Расчетно-экспериментальная регрессионная модель колебаний полноприводного автомобиля для моделирования вибронагруженности двигателя, трансмиссии и салона в процессе разгона автомобиля;
Методика оценки вибронагруженности узлов автомобиля;
Методики оптимизации жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач;
Результаты эксперимента по определению уровня внутреннего шума автомобиля и влияния исследуемых факторов на уровень внутреннего шума автомобиля;
Алгоритм методики настройки совместной работы двигателя и трансмиссии по минимальному уровню виброускорений на стадии доводки автомобиля.
Новизна работы. Научная новизна выполненной диссертации заключается в следующем:
1. Разработана расчетно-экспериментальная регрессионная модель колебаний полноприводного автомобиля для оптимизации вибронагруженности двигателя, трансмиссии и элементов салона в процессе разгона автомобиля;
Определено влияние усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач на уровень вибронагруженности автомобиля;
Предложена методика оценки вибронагруженности узлов автомобиля при помощи единого обобщённого критерия оптимальности;
Создана методика доводки автомобиля по уровню вибрации и внутреннего шума, путем настройки совместной работы двигателя и трансмиссии, позволяющая провести оценку вибронагруженности автомобиля, дать рекомендации по выбору характеристик варьируемых факторов.
Практическая ценность работы. Разработано программное обеспечение, позволяющее в процессе разгона автомобиля анализировать влияние, оказываемое жесткостными характеристиками подвески силового агрегата и усилием осевого перемещения карданных передач на уровень вибронагруженности узлов трансмиссии. Определены жесткостные характеристики подвески двигателя, трансмиссии и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач автомобиля ВАЗ-21214, при которых максимальный уровень внутреннего шума снижен на 2,5 дБА.
Реализация работы. На ОАО «АВТОВАЗ» результаты исследований
вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 учитывались при принятии
решения о применении шарниров равных угловых скоростей типа ARJ в
карданной передаче автомобиля ВАЗ-21214М, составлена инструкция по
проведению факторных экспериментов на полноприводном
динамометрическом стенде с беговыми барабанами. Результаты работы используются в учебном процессе на кафедре «Автомобили и тракторы» ТГУ.
Апробация работы. Основные положения диссертации были доложены и обсуждены на 49-ой Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», Москва, 2005г., Международном симпозиуме
«Проектирование колесных машин», посвященному 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва 2005г., VI и VII Научно-практических конференциях молодых специалистов ОАО «АВТОВАЗ» Тольятти 2004, 2005г.г., на Всероссийской научно-техническая конференции «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России» Ижевск 2007г., на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета в 2004-2008 г.г.
Публикации. Список научных трудов по диссертационной работе составляет 8 публикаций, включая 2 публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации материалов кандидатских диссертаций.
Структура и объем диссертации. Результаты изложены на 125 страницах машинописного текста, иллюстрированного 23 таблицами, 34 рисунками.
Диссертация состоит из введения, 4-х глав с выводами по каждой главе, заключения, списка литературы и приложений.
Анализ методов моделирования колебательных процессов силового агрегата
В зависимости от конструкции машины и решаемой задачи могут использоваться простые одномерные, разветвленные, замкнутые и смешанные одномерные цепные, а также многомерные динамические модели. Подробный анализ и обоснование выбора принципиальных схем динамических моделей изложен в работе [93].
Исследуя автомобиль, важно выбрать такую его расчетную модель, которая при определенных допущениях отражала более точно сложные г_ вибрационные процессы. Результаты экспериментов показывают, что при вибрационных исследованиях представление отдельных агрегатов автомобиля в виде твердых тел правомочно только для определенного диапазона инфразвуковых и низких звуковых частот, выше которого следует учитывать конечную жесткость агрегатов. Требуется отчетливое представление о тех допущениях, которые принимаются при замене объекта упрощенной моделью [83].
В работе [57] поставлена задача путем анализа моделей разной сложности определить структуру модели, необходимой для расчета колебаний силового агрегата, и оценить требуемую точность задания исходных данных. Составление уравнений проводилось на ЭВМ. В качестве максимально сложной модели грузового автомобиля выбрана модель, имеющая 13 степеней свободы. Результаты расчета частот собственных колебаний силового агрегата показали, что усложнение модели отражается практически только на частотах, с которыми происходят колебания силового агрегата в вертикальном направлении и вокруг его главной поперечной оси инерции. Далее автором модель усложнялась, но усложнение сказывалось лишь на частотах колебаний силового агрегата. Следовательно, при правильно спроектированной и симметричной подвеске силового агрегата при возмущении, вызванном опрокидывающим моментом двигателя, усложнение модели почти не отразится на результатах расчета, что и подтвердил автор.
В зависимости от связанности колебаний силового агрегата, он может быть представлен как тело с одной, двумя, тремя или шестью степенями свободы. Допущение о замене силового агрегата абсолютно твердым телом зависит от рассматриваемого диапазона частот колебаний. Если частота собственных изгибных колебаний составляет 162 Гц, то до 140 Гц силовой агрегат ведет себя как твердое тело [16]. Для расчета колебаний силового агрегата используются следующие дополнительные допущения [83]: а) двигатель крепится упругими опорами к абсолютно жесткому основанию; б) силовой агрегат представлен как абсолютно жесткое тело на неподвижном основании; в) каждая опора заменяется тремя взаимно перпендикулярными пружинами, расположенными в пространстве вдоль главных осей жесткости опор; г) в двигателе не учитываются движущиеся массы, его инерционные характеристики постоянны; д) гироскопический эффект вращающихся масс не оказывает влияния на колебания силового агрегата [103]; е) силы сопротивления в опорах заменяются вязким трением, рассеивающим одинаковую энергию по сравнению с фактической. Требования и необходимые допущения к математическим моделям динамики машин с упруго-демпфирующими механическими звеньями, для исследования показателей таких эксплуатационных свойств как экономичность и производительность и оптимизации конструктивных параметров по этим показателям, описаны в работах Умняшкина В.А., Филькина Н.М., Касаткина Ю.В. [90, 89].
Модель силового агрегата, как абсолютно жесткого тела на неподвижном основании, позволяет рассмотреть влияние подвески на колебания этого агрегата. Однако такая модель не учитывает влияние податливости кузова, трансмиссии, возмущения со стороны дороги [43, 37, 57]. Но и усложнение модели нельзя считать рациональным. Большую роль при выборе динамической модели играют цели и задачи, которые предстоит решать с ее помощью. Так, для исследования изгибных колебаний силового агрегата его корпус необходимо представить как многомассовую систему или систему с распределенными параметрами [17]. Для расчета колебаний силового агрегата от возмущений со стороны дороги моделируются его связи с кузовом автомобиля и неподрессоренными массами [43, 37, 57, 42]. В работе Латышева Г. В. [42] для этой цели используется модель с тремя степенями свободы, в которой двигатель, кузов и неподрессоренные массы имеют только вертикальную податливость. Тем не менее, эта модель достаточна, чтобы получить очень важный для проектирования подвески силового агрегата вывод о несовпадении частот его собственных вертикальных колебаний с частотой собственных колебаний неподрессоренных масс. В работе [43] предлагаются модели автомобиля с 8, 10, 13 степенями свободы для исследования колебаний силового агрегата, имеющего шесть степеней свободы. Рассматривался абсолютно жесткий кузов с тремя степенями свободы. По две степени свободы имеют передние и задние неподрессоренные массы. Анализ этих моделей показал, что связанность колебаний силового агрегата с колебаниями кузова приводит к повышению двух частот собственных колебаний силового агрегата: в вертикальном направлении и вокруг продольной оси для грузового автомобиля и только в вертикальном направлении для легкового. Поэтому при расчете колебаний силового агрегата легкового автомобиля при движении по неровной дороге кузов может быть принят телом с одной вертикальной степенью свободы, а при расчете вынужденных колебаний силовой агрегат может быть принят установленным на неподвижном основании. Такая же модель принята для исследования колебаний силового агрегата переднеприводного автомобиля в работе Дементьева Ю:В. [17]. Допущение о неподвижности кузова рекомендуется на стадиях проектирования подвески силового агрегата [115].
В работе [22] предлагается расчет вынужденных колебаний двигателя при упругой подвеске с нелинейной характеристикой ее жесткости. При нелинейной характеристике упругости подвески двигателя все его колебания будут связанными даже при совмещении его центра тяжести с центром жесткости подвески. Но, ввиду сложности решения системы нелинейных дифференциальных уравнений при связанных колебаниях, в работе [23] авторы рассматривают колебания с одной степенью свободы (т.е. несвязанные). В данной работе показан расчет свободных вертикальных колебаний двигателя на подвеске с нелинейной характеристикой упругости при учете ее статического поджатия силой веса двигателя. Жесткость упругих элементов всех опор также была принята одинаковой. Определив величины кинетической и потенциальной энергии подрессоренного двигателя автор выводит дифференциальные уравнения колебаний.
Силовой агрегат, включающий двигатель и коробку передач, связан не только с кузовом, но и имеет реактивную связь с трансмиссией, особенно при переднеприводной компоновке автомобиля [62]. Моделированию колебаний динамических систем с реактивными звеньями посвящены работы Контанистова СП. [31], Ломакина В.В. [46], Лукина П.П. [54], Масаидова М.С. [55], Неймана И.Ш. [61], Семенова В.М. [73, 87] и других. В этих работах особое внимание уделено колебаниям трансмиссии и исследованию влияния реактивного звена (коробка передач, главная передача) на эти колебания. Модель реактивного звена является хорошо разработанной и может быть использована для исследования влияния трансмиссии на колебания силового агрегата с целью получения более достоверных рекомендаций по проектированию его подвески.
В работе [48] авторами рассмотрена проблема передачи вибрации на кузов от двигателя внутреннего сгорания и трансмиссии. Составлена пространстственная модель, которая позволяет определить уровень вибрации, передаваемых на кузов со стороны трансмиссии и силового агрегата. Проведенные расчеты позволили авторам сделать выводы о том, что наибольшие усилия передаются через передние опоры силового агрегата, меньшие — через задние опоры, реактивные штанги, подвески, опоры раздаточной коробки.
Описание и схема полноприводного динамометрического стенда
Исследования уровня вибрации в автомобиле ВАЗ-21214 проводились в стендовых условия в аэроклиматической лаборатории Управления специальных испытаний ОАО «АВТОВАЗ». Аэроклиматическая лаборатория (рис 2.2.) предназначена для комплексной оценки эксплуатационных показателей и характеристик легкового автомобиля, позволяющая моделировать различные эксплуатационные условия и режимы работы легкового автомобиля. Моделирование скоростных и нагрузочных режимов работы автомобилей осуществляется с помощью полноприводного динамометрического стенда с беговыми барабанами ф.«8СНЕМСК», состоящего из 4-х барабанов с индивидуальным приводом каждого барабана. Стенд работает в двух режимах - «тормозном» и «ведомом». В «тормозном режиме» мощность сопротивления на барабанах соответствует мощности сопротивления дороги и воздуха при движении автомобиля, режим моделирует движение автомобиля в реальных условиях. При работе в «ведомом режиме» барабаны поддерживают требуемую скорость автомобиля (сцепление выключено). Режим предназначен для замеров мощности потерь в трансмиссии. При моделировании дорожных условий на стенде предусмотрена возможность испытания автомобилей [71]: - с колёсной базой от 1900 до 3000 мм и колеёй от 800 до 2000 мм; - с мощностью двигателя до 200 кВт (270 л.с); - до скорости 250 км/ч; - со скоростью потока воздуха до 180 км/час; - на подъём и уклон до 15%; - по магистральному и городскому циклам с полной имитацией воздушного потока; - по песку и снегу с реальными нагрузками. Моделирование климатических условий заключается в изменении: температуры в диапазоне от - 45 С до + 55 С; влажности до 95 %; солнечного теплового излучения (800 ламп) до 1300 Вт/м ; температура дорожного полотна до 75 С; дождевых осадков до 40 л/мин/м и снега до 200 кг/ч. Для общей оценки вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата и воздействия дороги необходимо провести оценку следующих отдельных параметров: 1) уровень вибрации ДВС; 2) уровень вибрации узлов трансмиссии; 3) уровень вибрации днища кузова (локальная вибрация, воздействующая на человека); 4) вибрационное состояние элементов управления (рулевого колеса и рычага переключения коробки передач). Оценка вибрационного состояния элементов трансмиссии, и кузова осуществлялась по величине виброускорений, зарегистрированных с помощью датчиков виброускорений. Замеры виброускорений выполнены при помощи аппаратуры сбора данных «SC-9060», ф. «РК SYSTEM», вибродатчиков типа AT 1105-10. Обработка записи показаний вибродатчиков производилась с помощью пакета программ «nSOFT».
Трехкоординатные вибродатчики (рис. 2.3) устанавливались: - в районе передних опор двигателя; - на коробке передач; - на раздаточной коробке; - на картере переднего моста; - на картере заднего моста. Однокоординатные вибродатчики (рис. 2.4) устанавливались: - на днище около салазок сиденья водителя; - на днище в районе ног заднего левого пассажира; - на рулевом колесе; - на рычаге переключения передач. На заднем и переднем мостах, двигателе, коробке передач и раздаточной коробке показания снимались по оси X (продольная ось автомобиля), Y (поперечная ось автомобиля) и по оси Z (вертикальная ось автомобиля). На рулевом колесе, рычаге переключения передач, днище салона у ног пассажира и водителя только по оси Z. Настройка совместной работы двигателя и трансмиссии по критерию минимального уровня виброускорений на стадии доводки автомобиля подразумевает проведение серии экспериментов с варьированием исследуемых факторов, с целью определения наилучшей, с точки зрения уровня вибрации и шума, комплектации. Согласно анализа, проведенного в 1-ой главе, наибольшее влияние на уровень вибрации оказывают следующие факторы: 1) жесткостные характеристики подвески двигателя; 2) жесткостные характеристики подвески коробки передач; 3) жесткостные характеристики раздаточной коробки; 4) величина усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах валов привода переднего и заднего мостов при ходах подвески. С учетом изложенного, для экспериментальных исследований были подготовлены следующие детали: - передние опоры двигателя, серийные, и опытные, с меньшей жесткостью; - опора коробки передач, серийная и опытная, с меньшей жесткостью; - опоры раздаточной коробки, серийные и опытные, с меньшей жесткостью; - передний и задний карданные валы — стандартные, с осевой компенсацией за счет шлицевого соединения, и опытные карданные валы со ШРУСами, позволяющие компенсировать осевое перемещение за счет конструкции самих шарниров. Жесткостные характеристики опор подвески двигателя, коробки передач и раздаточной коробки определялись в Отделе исследования шумов и виброкомфорта Дирекции технического развития (ОИШВ ДТР) ОАО "АвтоВАЗ" с помощью специализированного стенда, фирмы "MTS", подробно описанного в источнике [45]. Стенд 831.50 «Elastomer Test System» фирмы «MTS» (код №06.16.723.033, аттестат №931257 от 28.06.2004г.) со специализированной процедурой и программным обеспечением фирмы «MTS» (США), ориентирован на определение статических и динамических жесткостных и демпфирующих характеристик опор подвески силового агрегата. Блок-схема испытательного стенда, представлена на рис. 2.5., схема установки испытательных образцов представлена на рис. 2.6. Статические и динамические характеристики подушек опор подвески двигателя и раздаточной коробки определены по инструкции И 3173.37.101.0092-2001 в лабораторных условиях. Температура окружающей среды в лаборатории +22С, характеристики опор были оценены в направлении вертикальной оси («Z»), системы координат автомобиля. При проведении замеров определяются следующие контрольные параметры подушки: - абсолютный прогиб при требуемой нагрузке sL. Определяется по нагрузочной диаграмме в соответствии с рисунком 2.7; - статическая жесткость при требуемой нагрузке kL. Рассчитывается по нагрузочной диаграмме как тангенс угла наклона касательной р в точке при определенной (требуемой) нагрузке в соответствии с рисунком
Исследование зависимости с помощью двухмерных диаграмм рассеяния. Выводы о минимальном количестве датчиков
Следующий шаг корреляционного анализа - построение двухмерных диаграмм рассеяния, используемых для визуального исследования зависимости между исследуемыми переменными. Данные изображаются точками в двухмерном пространстве, две координаты (X и Y), которые определяют положение каждой точки, соответствуют значениям двух переменных. Диаграммы рассеяния имеют следующие преимущества: 1. исследование диаграмм рассеяния позволяет определять формы зависимостей, чтобы потом можно было выбрать подходящий тип преобразования данных для их «линеаризации» или выбора подходящего нелинейного уравнения (например, вместо линейной зависимости использовать полиномиальную); 2. диаграммы рассеяния позволяют находить «выбросы» (нетипичные данные), которые искусственным образом увеличивают или уменьшают («смещают») коэффициент корреляции. Даже один выброс может значительно увеличить коэффициент корреляции между двумя переменными; 3. возможность исследования нелинейной зависимости между переменными, для чего не существует «автоматических» или простых в употреблении методов. Диаграммы рассеяния для двигателя и коробки передач представлена на рисунке 3.2. Непрерывной линией на диаграмме показана корреляционная зависимость уровня вибрации двигателя и коробки передач, штриховыми линиями обозначен 95%-ный доверительный интервал. Собственно доверительный интервал показывает область, в которую, с оговоренной вероятностью, попадет среднее значение Y новых выборок, при фиксированных значениях X;. Способ определения и подробное описание доверительных интервалов изложены в источнике [21]. Анализ диаграмм показывает линейную зависимость между исследуемыми переменными, что подтверждает правильность использования линейного коэффициента корреляции. Также, визуально определено отсутствие «выбросов».
Таким образом, произведенный анализ диаграмм рассеивания и вычисленные корреляционные зависимости позволяют сформулировать следующие выводы: 1) исключаем из анализа и оптимизации показания с датчиков коробки передач и днища, в районе ног заднего левого пассажира, а дальнейшие выводы об уровне вибрации на данных узлах принимаем опираясь на уровень вибрации двигателя и днища в районе ног водителя соответственно; 2) при проведении подобных экспериментов исключить установку датчиков на коробку передач и днища, в районе ног заднего левого пассажира. Создание математической модели автомобиля обусловлено необходимостью моделирования колебательных процессов исследуемых узлов для их оценки и решения оптимизационных задач по улучшению вибрационной характеристики двигателя, трансмиссии, элементов салона в условиях разгона автомобиля при заданных режимах движения. Согласно результатам испытаний, описанных в предыдущей главе, уровень вибрации на каждом датчике представлен данными средних квадратичных отклонений виброускорений при разгоне автомобиля от 70 до 130 км/ч с шагом в 1 км/ч (60 точек). Для 9-ти узлов и всех 16 комплектаций получено 8640 значений средних квадратичных отклонений виброускорений, которые и являются исходными данными для построения математической модели. Однако для дальнейшей работы, в соответствии с результатами корреляционного анализа, используем данные по 7-ми датчикам (кроме коробки передач и днища у ног заднего левого пассажира). Математическая модель, описывающая колебательный процесс на узлах трансмиссии, в нашем случае, может быть составлена по экспериментальным данным с помощью регрессионных уравнений. Экспериментальные данные, переведенные в функциональную зависимость, при помощи регрессионных уравнений, позволят моделировать любые исходные условия эксперимента. Расчетно-экспериментальная регрессионная модель автомобиля ВАЗ-21214 состоит их трех взаимосвязанных блоков: - блока исходных данных (рассчитанные с помощью MathCad средние квадратичные отклонения виброускорений); - расчетного блока (уравнений регрессии, описывающие изменение колебательного процесса на 7-ти исследуемых агрегатах одновременно, в зависимости от любого значения варьируемых факторов); - графического блока (демонстрирует в реальном времени графики колебательного процесса для всех датчиков при изменении начальных условий). Простейшее уравнение регрессии, не учитывающее парные взаимодействия, имеет вид: где у - значения средних квадратичных отклонений виброускорений, bj -коэффициенты уравнения, xj - кодированные значения (-1; +1) факторов эксперимента. Подобные вычисления с большой точностью весьма трудоемки, однако с использованием вычислительных программ этот процесс можно значительно ускорить. Построение уравнений регрессии, а именно определение коэффициентов уравнения регрессии напрямую связано с планом эксперимента (матрицей эксперимента), на основании которой составляется матрица моментов и производятся дальнейшие вычисления. Наилучшим, программным продуктом, вычисления в котором задаются матричным способом, является приложение «Microsoft Office» программа «MS Excel». Возможности «MS Excel» позволяют производить математические вычисления с точностью до 13-го знака после запятой. Таким образом, выбранный программный продукт позволяет исключить вычисление незначимых коэффициентов и составлять уравнения регрессии учитывающие парные взаимодействия, что существенно увеличивает точность расчетно-экспериментальной регрессионной модели в целом. Использование MS Excel, для написания программы, позволило составлять уравнения регрессии, учитывающие парные взаимодействия (формула 3.3), все коэффициенты принимались как значимые: Уравнения регрессии определяем для всего интервала скоростей с 70 до 130 км/ч. В таблице 3.3 представлены экспериментальные данные средних квадратичных отклонений виброускорений заднего моста и варьируемых факторов для скорости 70 км/ч. где, XіX - матрица моментов, соответствующая таблице 3.4, (ХТХ) 1 - обратная матрица моментов (ковариационная матрица). Любой коэффициент уравнения регрессии bf определяется скалярным произведением в таблице 3.4 столбца у на соответствующий столбец xh деленным на число опытов в матрице планирования N:
Методика проведения дорожных испытаний автомобиля
Дорожные испытания автомобиля ВАЗ-21214 с замерами внутреннего шума проводились на сухом асфальтобетонном покрытии специального прямолинейного участка дороги между поселками Ягодное и Подстепки Ставропольского района в безветренную погоду при температуре окружающего воздуха +5...+10С в соответствии с методикой ГОСТ Р 51616-2000 [1]. Уровень внешних акустических помех не превышал 58 дБА.
Испытания автомобиля проводились по инструкции И 3173.37.101.0082-2001 на следующих режимах движения: - на режиме интенсивного разгона (с полным открытием дроссельной заслонки) на 4 передаче КП с 2250 мин-1 до 4500 мин-1 (0.45nNe — 0.9nNe)- требования ГОСТ Р 51616-2000; - на режиме интенсивного разгона (с полным открытием дроссельной заслонки) на 3 передаче КП с 2000 мин"1 до 5000 мин"1; - на режиме «медленного» разгона (с частичным открытием дроссельной заслонки не более чем на 50%) на 4 передаче КП с 2000 мин"1 до 4500 мин"1. Измерения уровней внутреннего шума при проведении дорожных испытаний проводились в продольной плоскости симметрии автомобиля на уровне органов слуха водителя и переднего пассажира (точка 1) и на уровне органов слуха задних пассажиров (точка 2). При измерениях и обработке результатов испытаний использовалась автоматизированная система регистрации и анализа внутреннего шума. Система включает в себя: - цифровой частотный анализатор LD 2900, производства ф. «Ларсон и Девис» США, № 0846; - тахометр тип ТІ00, производства ф. «Ларсон и Девис» (США), № 0358; - микрофон тип 4133 (2 шт), производства ф. "Брюль и Къер" (Дания), №№ 1423934, 1423898; - микрофонный предусилитель тип PRM 900 С (2 шт), производства ф. «Ларсон и Девис» (США), №№ 0251, 0253; - калибратор тип 4231, производства ф. "Брюль и Къер" (Дания), № 2010506; - компьютер «Hewlett Packard Vectra VL», входящий в систему измерений и обработки результатов ф. «Ларсон и Девис» (США), № FR80112395; - программное обеспечение "Октава 3.0" ф. "Октава+" (Россия); - сухой термометр психрометра, тип МВ-4-2М №347 (Россия) для определения температуры окружающей среды. Замеры внутреннего шума на исследуемом автомобиле проводились для трех комплектаций: базовой, лучшей по сумме всех датчиков Ds =0,642 (из эксперимента по определению уровня вибрации) и одной произвольно выбранной, рассчитанной с помощью регрессионной модели (таблица 4.1). Проведенные дорожные испытания по оценке уровней внутреннего шума автомобиля ВАЗ-21214 на различных режимах движения показали следующие результаты. На режиме интенсивного разгона по ГОСТ Р 51616-2000 на 4 передаче КП (см. рис 4.1...4.4): - в исходном состоянии (комплектация 1) - максимальное значение общего уровня внутреннего шума составило 87,0 дБА (точка 1- 87,0 дБА, точка 2- 85,8 дБА), что превышает требования ГОСТ Р 51616-2000 ( 78+2 дБА)- на 7 дБА; - в комплектации 2 максимальное значение общего уровня внутреннего шума снизилось на 1,8 дБА и составило 85,2 дБА (точка 1- 85,2 дБА, точка 2- 82,0 дБ А), что превышает требования ГОСТ Р 51616-2000 ( 78+2 дБА)- на 5,2 дБА. Общие уровни внутреннего шума ниже до 3 дБ А (точка 1) и до 4 дБА (точка 2) во всем контролируемом диапазоне оборотов двигателя по сравнению с комплектацией 1; - в комплектации 3 максимальное значение общего уровня внутреннего шума снизилось на 0,8 дБА и составило 86,2 дБА (точка 1- 86,2 дБ А, точка 2- 83,5 дБА), что превышает требования ГОСТ Р 51616-2000 ( 78+2 дБА)- на 6,2 дБА. Общие уровни внутреннего шума по сравнению с комплектацией 1 выше до 2 дБА в диапазоне оборотов двигателя 2500...3200 мин-1 и ниже до 2 дБА в диапазоне оборотов двигателя 4250...4500 мин-1 (точка 1); ниже до 3 дБА в диапазонах оборотов двигателя 2000.. .2900 и 3400.. .4400 мин-1 (точка 2). Общие уровни внутреннего шума автомобиля ВАЗ-21214 в комплектациях 1, 2 и 3 практически полностью формируются уровнями частотной составляющей звукового спектра на 2-ой моторной гармонике во всем контролируемом диапазоне оборотов вращения коленчатого вала двигателя на указанном режиме испытаний (2250...4500 мин"1).
