Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ работ по теме исследования. цели и постановка задач исследования 8
1.1. Анализ работ по исследованию нелинейности характеристик упругих элементов трансмиссии 9
1.2. Анализ работ по исследованию причин вибраций и способов виброизоляции силового агрегата 24
1.3. Анализ работ по исследованию влияния дорог на колебания силового агрегата 41
1.4. Краткие выводы по главе, цели и постановка задач исследования 45
Глава 2. Моделирование вибрационной характеристики силового агрегата полноприводного легкового автомобиля при движении по неровной дороге 47
2.1. Разработка динамической модели колебаний в нелинейной трансмиссии \ автомобиля и ее математическое описание 48
2.2. Определение исходных данных для динамической модели 60'
2.3. Краткие выводы по главе 65
Глава 3. Аналитические исследования вибрационной характеристики силового агрегата 66
3.1. Анализ и оценка результатов расчета 66
3.2. Постановка задачи оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата 75
3.3. Краткие выводы по главе 82
Глава 4. Методика проведения экспериментального исследования вибрационной характеристики силового агрегата с учетом влияние неровной дороги 83
4.1. Объект исследований 83
4.2. Цель исследований 86
4.3. Измеряемые параметры 88
4.4. Испытательное оборудование 90
4.5. Дорожные условия испытаний 91
4.6. Экспериментальное определение исходных данных 92
4.7. Методика проведения испытаний 97
4.7.1. Оценка вибрационного состояния силового агрегата без нагрузки 97
4.7.2. Оценка влияния нелинейности элементов трансмиссии на ее крутильные колебания на режиме разгона автомобиля 98
4.7.3. Оценка влияния крутильных колебаний трансмиссии на колебание силового агрегата 99
4.7.4. Оценка влияния нелинейности опор на колебание силового агрегата 99
4.7.5. Оценка влияния неровности дорог на колебание силового агрегата 99
4.8. Методика обработки.результатов эксперимента 100
4.9. Краткие выводы по главе 103
Глава 5. Результаты экспериментальных исследований вибрационной характеристики силового агрегата 104
5.1. Оценка вибрационного состояния автомобиля в режиме равномерного движения автомобиля 104
5.2. Краткие выводы по главе 117
Основные результаты и выводы 118
Литература 120
- Анализ работ по исследованию причин вибраций и способов виброизоляции силового агрегата
- Определение исходных данных для динамической модели
- Постановка задачи оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата
- Оценка вибрационного состояния силового агрегата без нагрузки
Введение к работе
При движении автомобиля в различных дорожных условиях во- многих его агрегатах и узлах возникают колебательные процессы, влияющие на такие важные эксплуатационные качества автомобиля, как плавность хода, устойчивость, прочность и долговечность, которые определяются уровнем его динамической нагруженно.сти, зависящей в значительной; степени, от динамических параметров: системы трансмиссии. Одними H3v многих; факторов являются крутильные колебания в трансмиссии, поскольку значительную опасность представляют резонансы крутильных колебаний; Несмотря на очевидную целесообразность исследования этих процессов; они до настоящего-времени изучены недостаточно.
Повышение; вибрации: и шума автомобилей резко снижают акустическую, комфортабельность, вызывают усталость водителя й, потерю? его внимания; влияют на его производительность труда-. Снижение шума вг автомобиле до приемлемого уровня, который не оказывал бы отрицательное;: влияние на водителя и пассажиров, способствует не только повышению-комфортабельности; но и обеспечению безопасности движения. Поэтому уровень внешнего и внутреннего: шума автомобиля стал одним из основных: показателей, определяющих его качества;
Задача улучшения вибрационной характеристики силового агрегата является актуальной и требует особого внимания со стороны конструкторов: При этом необходим комплексный подход, включающий разработку, математической модели динамики силового агрегата: автомобиля и экспериментальные исследования. В математической модели должны учитываться связи между крутильными колебаниями в трансмиссии, вертикальными колебаниями автомобиля на подвеске и возмущений: от дорожной поверхности. В частности, в расчет должны вводиться упругие нелинейные характеристики элементов трансмиссии и силового агрегата (демпфера сцепления, опор силового агрегата и пр.).
В настоящее время тенденция в развитии теоретических и экспериментальных исследований колебаний силового агрегата автомобиля связана с появлением все более и более сложных математических моделей, отражающих взаимосвязи отдельных узлов и агрегатов. Задачи параметрической оптимизации конструкции ставят на первое место проблему полного и детального описания процессов, происходящих при работе автомобиля, с помощью математических и динамических моделей с целью обеспечения возможно лучшего совпадения результатов расчетных и экспериментальных исследований и разработки на основе расчетных методов рекомендаций по совершенствованию конструкции автомобиля. Конечно, такой подход не позволяет полностью исключить экспериментальные исследования на стадии проектирования и доводки-автомобиля, но вполне может сократить их объем и уменьшить-стоимость и время их проведения.
Представленная работа посвящена проблеме улучшения вибрационной характеристики силового агрегата автомобиля методом параметрической оптимизации. Решение ее позволит находить наиболее целесообразные пути снижения колебаний и, тем самым, улучшать важные эксплуатационно-технические качества легкового автомобиля с двигателями внутреннего сгорания.
Основные положения, выносимые на защиту:
1. Кинематическая и динамическая схема силового агрегата легкового полноприводного автомобиля и ее математическое описание. Результаты аналитических исследований.
2. Необходимость учета влияния нелинейности характеристик упругости элементов конструкции автомобиля и характеристик профиля дорог на колебания силового агрегата при движения автомобиля.
3. Рациональное применение упрощенных схем при расчете колебаний силового агрегата.
4. Методика проведения оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата по показателям виброактивности с учетом влияния нелинейных элементов в трансмиссии и неровностей дорог.
5.Методика и результаты стендовых и дорожных испытаний легкового автомобиля.
Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:
1. Создана кинематическая и динамическая схема трансмиссии автомобиля, учитывающая влияние реактивных нелинейных звеньев и неровной дороги.
2. Динамическая модель колебаний силового агрегата учитыват нелинейности характеристик элементов трансмиссии и систему подрессоривания.
3. Создано математическое описание динамической модели колебаний силового агрегата.
4. Разработана методика проведения оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата по указанным показателям виброактивности с учетом влияния нелинейных элементов в трансмиссии и неровностей дорог.
Практическая ценность работы заключается:
в разработке метода, предназначенного для решения задач оптимальных параметров подвески силового агрегата полноприводного автомобиля в процессе проектирования на стадиях разработки и доводки виброизоляции силового агрегата по указанным критериям. Метод включает ряд математических моделей и может быть использован на стадии проектирования. При этом могут быть решены задачи оптимизации параметров подвески силового агрегата с учетом влияния нелинейных элементов в трансмиссии и влияния неровности дорог, а также выполнен анализ оптимизационных расчетов, обеспечивающих единый подход к сравнению и выбор предпочтительного варианта.
Публикации. Список научных трудов по диссертационной работе составляет 4 публикации. При этом автор имеет 2 публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации материалов кандидатских диссертаций.
Структура и объем диссертации. Результаты изложены на 130 страницах машинописного текста, иллюстрированного 7 таблицами, 54 рисунками.
Диссертация состоит из введения, 5-х глав с выводами по каждой главе, основных результатов и выводов, списка литературы.
Анализ работ по исследованию причин вибраций и способов виброизоляции силового агрегата
Как известно, в автомобиле действуют многообразные источники шума, поэтому проблема снижения шума легкового автомобиля является комплексной. Если внешний шум автомобиля, в основном, определяется системами, впуска и выпуска двигателя, корпусным шумом двигателя; а также шумом шин, то основным источником внутреннего шума является вибрация двигателя и-трансмиссии. Виброизоляционные свойства, подвески силового агрегата автомобиля в значительной мере влияют на шум в салоне автомобиля. Шум так же зависит и от степени вибропроводимости элементов, соединяющих1 силовой агрегат с кузовом автомобиля [52].
В работах [52, 35, 23, 99] авторы приводят способы снижения, шума и вибрации в автомобилях, такие как: введение двухвальной коробки передач, изготовление жесткой поперечины и кронштейнов ее крепления, применение звукоизолирующих, вибро - и звукопоглощающих материалов, применение более эффективных систем выпуска, уменьшение максимальной частоты вращения коленчатого вала и т.д.
При движении автомобиля на силовой агрегат действуют нагрузки от работающего двигателя, от неровностей дороги, нагрузки при трогании, разгоне и торможении автомобиля [50].
Известно, что одним из многих источников вибраций и шума является двигатель, используется среднее значение индикаторного крутящего момента, являющееся суммой моментов от сил давления газов и от сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя, для оценки его уровня влияния на автомобиля.
Так как эти моменты зависят от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала двигателя, то степень и коэффициент неравномерности индикаторного крутящего момента с изменением режима работы двигателя также изменяются. Поскольку характеры изменения индикаторного крутящего момента двигателя и суммарного момента сопротивления двигателя неодинаковы, то частота вращения коленчатого вала переменна.
Для снижения неуравновешенных сил инерции второго порядка в двигателе, особенно в четырехцилиндровых двигателях, была достигнута степень уравновешенности и уровень внешнего шума, присущие шестицилиндровому рядному двигателю. Противовесы коленчатого вала, имеющего повышенную жесткость на изгиб и кручение, полностью уравновешивают силы инерции вращающихся масс и 50% сил инерции поступательно движущихся масс. Кроме того, высокая точность балансировки движущихся частей, малые зазоры в цилиндро-поршневой группе, в коренных и шатунных подшипниках, применение гидравлических толкателей клапанов газораспределения, строгие требования к силе натяжения ремней и к положению их в плоскости также способствовали уменьшению вибраций и шума. Таким образом, можно наметить пути сглаживания неравномерности крутящего момента двигателя - это рациональный выбор рабочего процесса сгорания топлива и уменьшение инерционных масс подвижных деталей кривошипно-шатунного механизма.
Анализируя ряд экспериментов, проведенных Тольским В.Е.. [103, 98, 100] можно сделать вывод, что для многоцилиндровых двигателей возбуждение угловых колебаний низкой частоты крутильными колебаниями коленчатого вала будет зависеть не только от порядка гармоники и сдвига фаз, но еще и от числа цилиндров, их расположения, формы коленчатого вала и порядка- работы цилиндров двигателя. Различие между частотой крутильных колебаний коленчатого вала и частотой возбуждаемых ими угловых колебаний двигателя, объясняется спецификой работы кривошипно-шатунного механизма двигателя [26]. В этом случае возбуждающий эффект от действия опрокидывающего момента следует определять по величине выполняемой этим моментом работы.
Исследования показали, что у легковых автомобилей с классической компоновкой основная, доля динамических сил и. вибрационной энергии при высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя передается на кузов через узел задней опоры силового агрегата. Авторы работы [22] после проведения ряда экспериментов сделали вывод, что балка задней опоры силового агрегата может значительно усиливать колебания, которые передаются на кузов от двигателя-. Это приводит к повышенным уровням внутреннего шума в автомобиле, а если частота собственных колебаний поперечины совпадает с частотой действия сил инерции второго порядка двигателя, то возникает резонанс, также проявляющийся в виде повышенного уровня шума в кузове. Таким образом, при конструировании балки необходимо вывести частоту ее собственных колебаний за пределы действия возмущающих частот двигателя.
Вибрации, передаваемые от силового агрегата на кузов автомобиля, зависят от амплитуды его колебаний, жесткости подвески силового агрегата, механического сопротивления силового агрегата, мест его крепления и ряда других факторов, которые влияют на виброизоляцию силового агрегата. Для снижения передачи вибрации на1 кузов необходимо либо наиболее эффективно снижать, либо увеличивать жесткость виброизоляторов основных узлов и агрегатов автомобиля. Однако с чрезмерным уменьшением жесткости опор могут увеличиться относительные перемещения силового агрегата а, следовательно, снизиться долговечность виброизоляторов, увеличиться инфразвук [100, 101]. Поэтому на стадии проектирования первых образцов автомобилей очевидна необходимость принятия компромиссных решений.
Виброизоляцию принято оценивать коэффициентом передачи усилия -отношением амплитуды силы, воспринимаемой фундаментом со стороны механизма, к амплитуде возмущающей силы, приложенной к- механизму. Передаваемая на кузов автомобиля сила и коэффициент передачи усилий снижаются при уменьшении жесткости упругих элементов и частоты собственных колебаний силового агрегата. Эффективность виброизоляции принято оценивать сравнением вибраций основания при жестком и упругом креплении к нему оборудования.
Проведенный»Ковальчуком А.В. обзор работ [39] по исследованиям влияния внешних факторов на общие колебания силового агрегата позволил сделать вывод о том, что интенсивность его вибронагруженности определяется, в основном, возмущающими факторами работающего четырехцилиндрового рядного двигателя, причем, при работе двигателя на холостом ходу при неподвижном автомобиле наибольшую вибрацию при частоте п = 600 - 900 мин"1 вращения коленчатого вала вызывает основная гармоника опрокидывающего момента в диапазоне частот 15-400 Гц. При движении автомобиля, особенно при невысокой скорости и повышенной частоте вращения коленчатого вала двигателя, наибольшую вибрацию вызывают резонансные колебания в результате совпадения частоты собственной изгибных колебаний приводов ведущих колес с частотой вынужденных колебаний, возбуждаемых дисбалансом, неуравновешенными силами и моментами сил инерции двигателя 2-го порядка.
Определение исходных данных для динамической модели
Для решения системы нелинейных дифференциальных уравнений необходимо знать исходные данные всех элементов в динамической схеме: моменты инерции, реактивные моменты, жесткости упругих элементов и валопроводов, коэффициенты демпфирования. Моменты инерции сосредоточенных масс и. жесткости деталей определяются аналитическим, графо-аналитическим и экспериментальным методами. Аналитический метод применяется в том случае, когда сосредоточенные массы имеют простые формы. При этом массы разбиваются на геометрически простые элементы, моменты инерции которых легко определяются по известным формулам. Результирующий момент инерции сосредоточенной массы находится как сумма элементарных моментов инерции. Графо-аналитический метод определения моментов инерции применяется в том случае, когда деталь трудно разделить на геометрически простые фигуры без больших погрешностей.
Экспериментальный метод применяется в тех случаях, когда имеется изготовленная деталь. Он требует гораздо меньше времени и является более точным. Этот метод основан на законе колебаний физического маятника. Наибольшее распространение получили метод качания и бифилярного подвеса.
Преимущество в начальных 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 два метода определения моментов инерции: экспериментальный и аналитический. Момент инерции валопровода КП и РК относится к близлежащим массам системы. Выделение отдельных масс в системе не целесообразно, так как при таком уточнении частота системы изменится только на несколько десятых процента.
В результате моделирования можно сделать следующие выводы: ? разработана уточненная динамическая модель колебаний силового агрегата легкового полноприводного автомобиля, ориентированная на исследование влияния нелинейности элементов в трансмиссии и неровности дорожной поверхности на динамическую нагруженность силового агрегата, и ее математическое описание. ? Для проведения исследовательских работ по предварительному расчету колебаний силового агрегата были разработаны упрощенные динамические модели. ? При создании динамических моделей учтено влияние колебаний раздаточной коробки на колебания силового агрегата.
Постановка задачи оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата
Математические модели технических объектов позволяют осуществлять анализ процессов их функционирования, получать оценки выходных параметров различных предлагаемых вариантов технических решений и сравнивать их между собой. Но конечной целью проектирования является получение наилучшего технического решения из числа возможных альтернатив, обеспечивающего высокие показатели эффективности и качества создаваемого объекта. Это достигается в процессе решения задачи синтеза, которая направлена на определение структуры и оптимальных параметров объекта.
Для выбора наилучшего варианта необходимо сформулировать целевую функцию, позволяющую отображать цель поиска параметров, при которых целевая функция достигает экстремального значения. Виброактивность и виброзащита силового агрегата оценивается следующими критериями: ? Ускорениями силового агрегата в определенных точках. ? Передачей усилия через опоры на кузов. Задача оптимизации может быть решена в два этапа. На первом этапе целесообразно выполнить указанную оптимизацию без учета неровностей дорог. На втором этапе необходимо поставить задачу оптимизации с учетом неровностей дорожной поверхности, и провести поиск параметров вибрационной характеристики силового агрегата автомобиля, обеспечивающих максимальное приближение его вибрационной характеристики к оптимальным, полученным на первом этапе.
В связи с этим был применен метод покоординатного спуска (метод Гаусса-Зейделя) [92]. Этот метод относится к методам нулевого порядка и обеспечивает прямой поиск экстремум без вычисления производных целевой функции, т. е. без использования необходимых и достаточных условий экстремума. В методе покоординатного спуска направление движения к экстремуму выбирается поочередно вдоль каждой из координатных осей управляемых параметров.
Для решения данной задачи целесообразно совместно с первым критерием рассматривать ускорения точек кузова в местах крепления силового агрегата. При этом виброактивность оценивается следующими критериями:
Частные критерии образуют целевую вектор-функцию, подлежащую оптимизации. В качестве параметров оптимизации принимаем жесткости передних и задних опор силового агрегата, одновременно накладывая ограничения на виброперемещения силового агрегата, которые влияют на надежность присоединения к двигателю различных узлов.
При ограничениях, наложенных на функцию min(zn;zi2) для жесткостей Спса и С3са в области их конструктивной реализуемости 150 Спса 600 [Н/мм], 150 С3са 450 [Н/мм]. Значения величин zu,zn,z2X,z11,zn,zn берутся максимальными в области частот колебаний от О до 30 Гц.
В связи с процессом исследования предлагается методика, предназначенная для решения задачи- оптимизации вибрационной характеристики силового агрегата автомобиля. Она включает в себя порядок решения и может быть использована на стадии разработки и доводки виброизоляции силового агрегата с учетом влияния нелинейных элементов в трансмиссии и неровностей дорог. Методика также позволяет выбрать характеристики подвески силового агрегата с использованием методов многокритериальной оптимизации.
Определение области жесткостей опор, в которых целевая функция имеет минимальные значения. Выработка требований параметров колебаний к подвеске силового агрегата Стендовые испытания силового агрегата при использовании результатов расчета Оценка погрешности между результатами эксперимента и расчета ? Крутильные колебания трансмиссии оказывают незначительное влияние на собственные частоты колебаний силового агрегата, но сильно влияют на амплитуды его виброперемещений, виброскоростей и виброускорений. ? Для проведения исследовательских работ по предварительному подбору подвески силового агрегата необходимо и достаточно использовать динамическую модель №5. ? Для устранения погрешности при упрощении, и правильного учета влияния нелинейных элементов необходимо и достаточно комбинировать схемы №2 и №4 при расчете крутильных колебаний трансмиссии. ? При расчете амплитуд виброперемещений, виброскоростей и виброускорений необходимо использовать схему №1. ? При оптимизации жесткости опор силового агрегата были получены области значений жесткостей Спса — 505-540 [н/мм] и СЗСа=385-421 [н/мм], в которых виброускорения и виброперемещения имеют минимальные значения. Все точки, лежащие внутри этой области, являются оптимальными с точки зрения уровня колебаний.
Оценка вибрационного состояния силового агрегата без нагрузки
Трансмиссия Нивы ВАЗ-21213 включает в себя сцепление и упругая муфта, поэтому были изготовлены два демпфера сцепления с различными пружинами, которые обеспечивали два типа упругой характеристики: линейную и нелинейную, т.е. в начале испытания были получены амплитудно-частотные характеристики для линейной системы с жесткостями, соответствующими линеаризированным упругим характеристикам, затем в схему была введена нелинейная характеристика демпфера сцепления с добавлением нелинейности упругой муфты. Моменты трения два демпфера сцепления были доведены до одинаковой величины с тем, чтобы исключить его различную степень влияния на регистрируемый процесс. Крутильные колебания на полуосях измерялись на всех передачах при разгоне автомобиля от минимальной до максимальной скорости вращения коленчатого вала в интервалах через 200 мин"1. Исследование проведено при нагрузке на ведущие колеса, соответствующей полной загрузке автомобиля. 4.7.3. Оценка влияния крутильных колебаний трансмиссии на колебание силового агрегата
Вибрационное состояние оценивалось на неподвижном автомобиле при возбуждении работой двигателя с нагрузкой, и метод испытания проводился следующим образом: ? автомобиль стоит на месте, возбуждение двигателем в соответствии передаточных чисел коробки передач. ? были изменены нагрузки на ведущие колеса автомобиля. Для-проведения измерения колебания силового агрегата все датчики были установлены в точках автомобиля, указанных в пункте 4.7.1.
В связи с задачей оптимизации подвески силового агрегата с точки зрения уровня колебании необходимо оценивать вибрационное состояние силового агрегата при изменении жесткости его опор. В качестве варьируемых параметров жесткости опор были ограничены в, области их конструктивной реализуемости: передняя левая и правая опоры: 150 С1Ю 600 [Н/мм], задняя опора: 150 С30 450 [Н/мм].
Определение резонансных частот режимов движения автомобили Нивы ВАЗ-21213 было испытано на синусоидальных неровностях дорог с увеличением шага синусоиды величина.
Перед каждым испытанием проверялась чувствительность виброизмерительной аппаратуры с помощью статической тарировки.
Для проведения измерения колебания силового агрегата все датчики были установлены в точках автомобиля, указанных в пункте 4.7.1. Метод испытания проводился следующим образом: ? автомобиль движется по различным дорогам в режиме интенсивного разгона от 0,45-Nne до 0,9-Nne [об/мин] (где Nne -обороты двигателя, соответствующие максимальной мощности двигателя) на 3-ей и 4-й передаче. ? автомобиль движется по различным дорогам в режиме удержания скорости в диапазоне от 40 км/ч до 130 км/ч на 4-й и 5-й передаче.
Для анализа случайных колебательных процессов необходимо вычислить следующие основные величины: среднее значение величины -хср, среднее квадратичное значение - ах, корреляционную функцию Rx(t) или спектральную плотность Sx(co).
Спектральная плотность определена двумя способами: преобразованием Фурье или посредством вычисления корреляционной функции с последующим ее преобразованием Фурье.
Применение алгоритма быстрого преобразования Фурье позволяет уменьшить время вычислений уменьшением производимых операций до 2-N-/og2N. С помощью этого метода можно вычислить спектр и затем сгладить его быстрее, чем вычислять корреляционную функцию, сглаживать ее корреляционным окном и брать ее преобразование Фурье.
Обработка осциллограмм, полученных в результате испытаний автомобилей на синусоидальных неровностях, производилась на электромеханическом корреляторе. Ошибка вычислений на корреляторе, по сравнению с аналитическим расчётом не превышает 5%.
Оценка вибрационного состояния силового агрегата при движении по дрогам со случайным микропрофилем была проведена по среднеквадратичной величине вертикальных ускорений. Снятые со счётчиков показания с учётом масштабных коэффициентов позволили определить среднеквадратичные значения вертикальных ускорений.
