Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние научных исследований в области снижения вибронагруженности рузовых автомобилей и автобусов 11
1.1 Анализ основных источников вибрации грузовых автомобилей и автобу
сов 11
1.1.1 Колебательная система грузового автомобиля и автобуса 14
1.2 Влияние вибрации в транспортном средстве на организм человека 19
1.3 Способы снижения вибронагруженности грузового автомобиля и автобуса, их анализ
1.3.1 Снижение виброактивности силового агрегата 25
1.3.2 Внутренняя виброизоляция объектов и элементов транспортного средства 26
1.3.3 Динамическое гашение колебаний силового агрегата 27
1.3.4 Виброизоляция основных источников вибрации 28
1.4 Анализ конструкции и рабочие характеристики гидроопор силового агрегата 29
1.4.1 Анализ конструкции гидроопор силового агрегата 29
1.4.2 Расчет рабочих характеристик опор силового агрегата 34
Выводы по главе и задачи исследования 38
2. Разработка конструкции и математической модели адаптивной опоры подвески силового агрегата 41
2.1 Обоснование конструкции и расчет адаптивной гидропневматической опоры силового агрегата 41
2.1.1 Способ адаптации опор и улучшение демпфирующих характеристик подвески силового агрегата з
2.1.2 Описание конструкции и принцип действия адаптивной опоры 42
2.1.3 Построение эквивалентной динамической схемы адаптивной опоры силового агрегата 45
2.1.4 Методика расчета адаптивной опоры силового агрегата и выбор ее геометрических параметров 47
2.2 Построение математической модели адаптивной гидропневматической опоры силового агрегата 55
2.2.1 Этапы построения математической модели 55
2.2.2 Математическое описание внутренних процессов опоры 57
2.3 Алгоритм расчета рабочих характеристик адаптивной опоры 68
Вывод по главе 71
3. Экспериментальная оценка разработанной адаптивной опоры и сравнение ее с аналогами 72
3.1 Описание экспериментальной установки 72
3.2 Методика проведения испытаний адаптивной опоры и анализ результатов 76
3.3 Обработка экспериментальных данных и их анализ 79
3.3.1 Статические характеристики адаптивной опоры 79
3.3.1.1 Проверка способности опоры к адаптации под различные
типы силового агрегата 81
3.3.2 Динамические характеристики адаптивной опоры жесткость и угол
потерь 82
3.4 Сопоставление теоретических расчетов с результатами эксперимента...84
3.4.1 Сравнительный анализ угла потерь адаптивной гидроопоры 84
3.4.2 Сравнительный анализ натяжения диафрагмы адаптивной гидроопоры 87
Вывод по главе 90
4. Оценка экономической эффективности применения адаптивной опоры в подвеске силовых агрегатав автомобилей камаз-4307, 4308, 6520 91
Вывод по главе 105
Заключение 106
Библиографический список использованной литераты
- Способы снижения вибронагруженности грузового автомобиля и автобуса, их анализ
- Способ адаптации опор и улучшение демпфирующих характеристик подвески силового агрегата
- Методика проведения испытаний адаптивной опоры и анализ результатов
- Сравнительный анализ натяжения диафрагмы адаптивной гидроопоры
Введение к работе
Актуальность темы. Развитие автомобильной техники во всем мире идет с повышением мощности и «быстроходности» силовых агрегатов машин, что приводит к еще большей их вибрационной и, как следствие, шумовой наїрузке. Особую актуальность проблема повышения виброизоляционных свойств подвески силового aqjeiaia (СА) приобретает, когда дело касается «тяжелых» грузовых автомобилей и автобусов. В таких машинах в качестве силовой установки применяются дизельные двигатели, показатели уровня вибрации и шума которых превосходят аналоги, работающие на бензине.
Ужесточение международных норм по уровню вибрации и шуму для современных автомобилей, обязывают их производителей совершенствовать методы позволяющие спиніть 'mi негативные явления. Снижение виброакгиино-сти СА и принципы расчета подвески на основе резинометаллических опор описаны в работах B.Ji. Тольского, JJ.13. Корчемного. Г.В. Латышева, Л М. Минки-на. F.A. Гриюрьева, М.ГЇ Ицкова. А.А. Полунгяна, В.К. ІІовокшепова, опоры с гидравлическим демпфированием - в работах В.В. Буренина, А В. Ковальчука и зарубежных авторов D. Bosenberg, J. Boom, W.S. Flower, A. Haraaekers. LP. Wect.
К наиболее распространенным методам снижения уровня колебаний передаваемых раме и кузову автомобиля, относятся:
уравновешивание подвижных элементов и узлов, входящих в конструкцию СА;
качественное улучшение динамической характеристики подвески СА, за счет расширения диапазона частот наиболее эффективного демпфирования опор подвески;
совершенствование конструкции опор подвески СА для повышения их диссшгативных свойств.
Динамическая характеристика и демпфирующие свойства подвески СА зависят, от способности опор подвески рассеивать механическую энергию, преобразовывая ее в тепло, во всем частотном спектре колебаний двигателя.
Наиболее эффективными но демпфированию колебаний СА на сегодняшний день является подвеска на основе гидравлических (ГО) и гадропневматичс-ских (I1IO) опор. Применение таких виброизоляторов в конструкции подвески СА автомобиля затрудняется сложностью их расчета, проектирования и изготовления. Так как в основе принципа их работы лежат сложные физические и реологические процессы. Если учесть широкий модельный ряд грузовых автомобилей и автобусов разных классов, то проектирование новых ГПО становится очень трудоемкой и дорогой задачей. Не последнюю роль здесь играет отсутствие информации в отечественной печатной литературе по проектированию, испытаниям и доводке подвесок СА ірузоїшх автомобилей на основе 1 'ПО.
На основании выше изложенного можно сделать вывод о необходимости проведения исследования в области демпфирования колебаний посредством адаптивной (настраивающуюся под СА различной массы) гидропневматической опоры.
Целью диссертационной работы является - разработка методики расчета конструкции адаптивной ГПО и ее обоснование, а также методики испытаний и
доводки, позволяющей на стадии проектирования получить продукт с заданными характеристиками.
Сформулироватгая цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные іадачи исследования:
разработать и обосновать конструкцию адаптивной ПЮ С А;
разработать динамическую схему взаимодействия элементов конструкции адаптивной ПЮ и ее математическую модель;
вывести аналитические зависимости натяжения диафрагмы от давления в адаптивной ПЮ;
разработать метод расчета конструкции адаптивной ПЮ;
разработать алгоритм расчета диссипации колебательной энергии в адаптивной ПЮ СЛ с использоваїгаем математической модели;
- разработать метод стендовых испытаний ПЮ и провести эксперимен
тальное исследование спроектированной адаптивной ПЮ.
О&ьект исследования. Лдаптивпая гидропневматическая опора подвески СА транспортного средства с улучшенной демпфирующей характеристикой.
Методы исследования. В работе использовались методы анализа теоретической механики, а так же математического моделирования. Экспериментальное исследование реального образца проведено в соответствии с разработанным методом испытаний.
Достоверность и обоснованность. Достоверность полученных теоретических и экспериментальных результатов работы подтверждается корректным применением математических методов, основных законов механики и термодинамики для решения поставленной задачи, а так же согласованностью результатов экспериментов, полученных в НТЦ ОАО «КАМАЗ», с результатами расчетов.
Научной новизной диссертационного исследования являются:
математическая модель адаптивной опоры СА, заключающаяся в описании процесса диссипации (посредством жидкости) колебательной энергии, позволяющая моделировать процесс демпфирования колебаний и рассчигывать угол потерь в зависимости от выбранных геометрических параметров опоры:
аналитические зависимости, позволяющие оценивать величину осевого и тангенциального натяжения возникающего в диафрагме адаптивной опоры при любом изменении давления;
метод расчета адаптивной опоры С А, основанный на алгоритме определения конструктивных и геометрических параметров опоры, позволяющий проводить предварительную оценку конструкции, а также сократить время па получения работоспособной опоры СА и средства на доводочные испытания;
новый способ адаптации жесткости опоры подвески на основе изменения давления в газовой камере и адаптивная опора СА по патенту РФ № 2290548, отличающаяся наличием клапана поддержки постоянного давления, перегородки с резиновым буфером и ігазами в нем, плавно ограничивающим перемещения штока, армированной диафрагмы, позволяющая адаптировать подвеску к СА различной массы:
- меч од стендовых испытаний адаптивной опоры С А, основанный на определении потерь энергии в опоре, отличающийся возможностью получения мгновенных значений уїла потерь колебательной сисіемьі, позволяющий настроить опоры под разные СЛ и определить наиболее эффективные, с чочки зрения демпфирования, параметры дросселирующих каналов.
Практическая ценность. Полученные научные положения и предложенный метод расчета способствуют выбору рациональных геометрических параметров рабочих камер ГПО, армирующего материала для эластичной диафрагмы по условию прочности; рассчитать рабочую характеристику опоры в виде угла потерь, подобрать оптимальное количество и геометрические параметры дросселирующих каналов. Способ адаптации жесткости опоры подвески к различным типам СЛ позволяет уменьшить материальные затраты на проектирование, в связи с отсутствием необходимости в разработке оригинальных опор. Разработанный алгоритм позволяет записать программу расчета диссипации колебательной энергии посредством адаптивной опоры и построить зависимости угла потерь, а также осевого и тангенциального натяжения диафрагмы, от частоты колебания. Разработанная методика стендовых испытаний ГПО позволяет объективно оценивать ее конструкцию по экспериментально полученным рабочим характеристикам. Применение на автотранспортных средствах предложенной опоры по натешу РФ № 2290548 будет способствовать улучшению их потребительских свойств.
Апробация работы. Результаты исследований доложены на ПІ Международной научно-практической конференции «Автомобиль и техносфера» (Казань. 2003), всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (Тольятти, 2005), Международном научном симпозиуме МГТУ «МАМИ» (Москва, 2005), а также на заседаниях кафедры «Автомобили и автомобильные перевозки» Камской государственной инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2003-2007 гг.), расширенного заседания научной секции диссертационного совета и межкафед-ралыюй комиссии Камской государствешюй инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2008 гг.).
Публикации. Материалы диссертации опубликованы в б работах с общим объемом 4 п л., в том числе 2 статьи в журналах,рекомен-ых ВАК, 1 патент РФ.
Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общтгх вьшодов, списка литературы из 105 наименований, содержит 139 страниц текста, в том числе 34 рисунка, 8 таблиц, 3 приложения.
Способы снижения вибронагруженности грузового автомобиля и автобуса, их анализ
Уровень вибронагруженности грузовых автомобилей и автобусов, а, следовательно, комфорт и безопасность зависят от совершенства конструкции и эффективности подвески основных источников вибрации. К ним относятся сие 12 темы с периодическим характером возбуждения, силовой агрегат и трансмиссия автомобиля. Вибрация двигателя внутреннего сгорания (ДВС) широко исследована в работах Тольского В.Е. [77, 78] и Григорьева Е.А. [30].
При работе СА возникает вибрация в диапазоне звуковых частот, причем характер вибрации в этом диапазоне в основном зависит от возмущающих факторов, возникающих при работе двигателя. Неуравновешенные силы и моменты сил инерции, возникающие при поступательном и вращательном движении масс кривошипно-шатунного механизма (КШМ), являются интенсивным источником низкочастотной вибрации и шума, вследствие соударения деталей, имеющих относительное перемещение. Высокочастотная вибрация также присуща цилиндрам, картерным деталям, крышкам газораспределительного механизма двигателя.
Интенсивность высокочастотной вибрации, то есть часть спектра вибрации, значительно уменьшается на опорах двигателя. Исходя из этого, уровень вибрационной нагрузки, передающейся от СА транспортному средству, будет зависеть от конструкции и характеристик двигателя и демпфирующих свойств его подвески.
Частотный спектр вибрации СА при неподвижном автомобиле будет состоять из колебаний, вызванных опрокидывающим моментом и не уравновешенными силами и моментами инерции вращающихся элементов двигателя. При этом создаваемые колебания 4-х, 6-й и 8-й цилиндровым двигателем, (Р4, Р6 и V8-900) будут находиться в диапазоне частот от 20 до 60 Гц, наиболее плохо переносимые человеком.
С увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя, в спектре вибрации СА уменьшаются составляющие, обусловленные, действием опрокидывающего, момента и возрастает уровень составляющих, вызванных неуравновешенными силами и моментами сил инерции.
При движении автомобиля в частотном спектре вибрации СА проявляются интенсивные низкочастотные составляющие, вызываемые кинематическим возбуждением СА вследствие колебаний неподрессоренных масс [77]. В этом случае часть низкочастотной вибрации СА будет проходить в инфразвуковом диапазоне частот и иметь случайный характер. Интенсивность ее будет зависеть от микропрофиля дороги, а также скорости движения транспортного средства и его подвески.
В грузовых автомобилях и автобусах повышенные динамические нагрузки, передающиеся кабине (салону) через подвеску двигателя, промежуточную опору карданной передачи и подвеску транспортного средства, возникают, прежде всего, из-за наличия изгибных колебаний СА. Изгибные колебания СА и карданной передачи не только вызывают резонансное увеличение вибрации и внутреннего шума в автомобиле, но и приводят к поломкам картерных деталей СА. Как правило, резонансные изгибные колебания наблюдаются при повышенной частоте вращения коленчатого вала.
Вибрация пола кабины и салона, вызываемая опрокидывающим моментом СА, в наибольшей степени проявляется при движении на высоких передачах и подъеме с малой скоростью. Вследствие этого происходит вибрация, частота которой близка к резонансной частоте СА на подвеске. Вибрация пола, вызываемая неуравновешенными силами и моментами сил инерции двигателя, в наибольшей степени проявляется при движении транспортного средства с малой скоростью и повышенной частоте вращения коленчатого вала, на низших передачах [77].
Во время движения транспортного средства в дополнение к основным источникам вибрации подключаются вибрационные системы со случайным характером возбуждения, вибрация которых предопределяется кинематическим возбуждением транспортного средства в результате контакта его колес с дорожным покрытием. Принято считать, что колебательный процесс, возбуждаемый микропрофилем дороги, в большинстве случаев представляет собой стационарный энергодический случайный процесс с нормальным законом распределения [58]. При этом условии максимальное значение ординаты микропрофиля в 3 раза больше среднеквадратичного значения. В области низкочастотной вибрации (до 20 Гц), где в наибольшей степени проявляются случайные колебания, передающиеся со стороны дороги на автомобиль, вертикальная вибрация происходит главным образом с частотой собственных колебаний подрессоренных (1..3 Гц) и неподрессоренных (6.. 19 Гц) масс. Вибрация с этими частотами передается в основание кузова транспортного средства и создает высокий уровень инфразвука внутри его кабины (салона) [77].
На основании вышеизложенного можно сделать заключение:
1. Спектр вибрации кузова автомобиля составляют множество колебательных гармоник от массовых сил и реактивных моментов, как следствие работы различных узлов и агрегатов автомобиля и автобуса. Это неуравновешенные силы и моменты сил инерции двигателя, возникающие при поступательном движении шатуна и вращательном движении кривошипа коленчатого вала двигателя, а так же крутильные колебания и опрокидывающий момент. При работе маховика двигателя, сцепления и карданной передачи на повышенных оборотах возникают резонансные изгибные колебания.
2. Частоты колебаний, возбуждаемые вышеупомянутыми силами и моментами, в основном лежат в низкочастотном и инфразвуковом диапазоне и очень плохо переносятся человеком, а также совпадение этих частот с частотами человеческих органов вызывает их резонанс, что может привести к возникновению неприятных ощущений, а в исключительных случаях к вибрационной болезни.
3. Резонанс, вызванный колебаниями трансмиссии, инерционными силами, изгибным и реактивным моментом СА, а также колебаниями, возникающими при движении автомобиля по дороге, может привести к поломке узлов и агрегатов транспортного средства.
Любое транспортное средство в частном случае представляет собой колебательную систему «кузов - СА - дорога», состоящую из нескольких масс. К ним относится кабина, силовой агрегат (двигатель, коробка передач), рама, колеса. Эти массы подразделяют на подрессоренную массу и не подрессоренную. Принцип построения колебательной системы автомобилей и гусеничных машин хорошо описан в работе [2], математическое описание - в работах [45, 70].
Число перемещений и направлений перемещения, подрессоренных и не-подрессоренных масс автомобиля или автобуса большое множество, влияние их на комфорт и управляемость различно.
Горизонтальные поперечные колебания и угловые колебания кузова, характеризующиеся угловыми перемещениями вокруг продольной оси транспортного средства в поперечной плоскости, а так же колебания, характеризующиеся поступательными перемещениями в вертикальной продольной плоскости, большое влияние оказывают на устойчивость, управляемость и плавность хода грузового автомобиля (автобуса). Эквивалентные колебательные системы автомобиля (автобуса), состоят из нескольких упруго связанных между собой масс и зависят от конструктивных особенностей конкретного транспортного средства. Описанные системы, соответствующие грузовому автомобилю и автобусу представлены на рисунках 1.1 и 1.2.
Способ адаптации опор и улучшение демпфирующих характеристик подвески силового агрегата
Суть виброизоляции сводится к ослаблению связей между источником и объектом; при этом уменьшаются динамические воздействия, передаваемые объекту, за счет диссипации колебательной энергии в виброизоляторе. Такое непосредственное ослабление связей приводит к возникновению некоторых нежелательных явлений: увеличение статического смещения объекта относительно источника, увеличение амплитуд относительных колебаний при низкочастотных воздействиях и при ударах и связанных с этим явлениями, увеличению габаритов системы. Поэтому применение виброизоляции, как метода виброзащиты, в большинстве случаев связано с нахождением компромиссного решения, удовлетворяющего всю совокупность требований.
В модели виброзащитной системы с применением виброизолятора можно выделить три основные части [5] (рис, 1,7): источник возмущений (ИВ), объект защиты (03), виброизолирующие устройства (ВУ). г ИВ л ВУ -К1 03 Л Я - Принципиальная схема виброзащитной системы в общем случае В простейшем случае источник вибрации, объект защиты и виброизолирующее устройство представляются твердыми телами, движущимися поступательно вдоль оси X. В этой системе действуют внешние силы F (возмущения), а также внутренние силы R и R1, с которыми виброизолирующее устройство, расположенное между источником и объектом, воздействует на них.
В основном все [14] резинометаллические виброизоляторы с гидравлическим и гидропневматическим демпфированием различные по конструкции, но в их основе лежит одинаковая физика диссипации колебательной энергии. - конструкция виброизолятора фирмы «Fa Freudenberg GmbH» (Германия) имеет конусообразный, работающий на сжатие, растяжение и сдвиг, несущий резиновый корпус 3 (рис. 1.8), армированный металлическим кольцом 1 фасонного поперечного сечения. Корпус 3 и перегородка 5 образуют полость 4, заполненную жидкостью. Снизу к перегородке 5 прилегает эластичная мембрана 9, плоская верхняя часть 8 которой распирающим упругим разрезным кольцом 7 прижата к дну перегородки 5, снабженному отверстием 2. При вибрации и деформации корпуса 3 жидкость перетекает из полости 4 в полость 10 под мембраной и обратно через отверстия 6, чем обеспечивается демпфирование. При низкой частоте колебаний возбуждающей силы и относительно больших перемещениях жидкость перетекает через отверстия 6 в полость 10, которая увеличивается за счет упругости мембраны. Вибрация высокой частоты демпфируется в результате упругой деформации дна мембраны 9, расположенной под отверстием 2 в перегородке 5; - резинометаллический виброизолятор фирмы «Boge AG» (Германия) состоит из двух штампованных металлических половин 4 и 9 (рис. 1.9), образующих корпус, соединенный с внутренним крепежным элементом 10 фасонной резиновой деталью 8, которая передает как усилия сжатия виброизолятора, так и растяжения.
Внутренняя полость корпуса виброизолятора заполнена жидкостью 6 и разделена на две части резиновой стенкой 2, в которой выполнен кольцевой канал 1, соединяющий полости над и под стенкой 2. В верхней половине 4 корпуса имеется дополнительный упругий элемент 5, над которым располагается заполненная воздухом полость 3, придающая дополнительную упругость виброизолятору. Элемент 5 и воздух в полости 3 участвуют в передаче сжимающих вертикальных сил по виброизолятору. Конфигурация резиновой детали 8, снабженной армирующей металлической пластиной 7, обеспечивает виброизолятору длительную эксплуатацию в вибрационном режиме с амплитудами демпфирования детали 8 в любом направлении; - резинометаллический виброизолятор фирмы "Boge AG" (Германия) имеет торцевые стенки 5 и 11 (рис. 1.10). Стенка 5 связана с резиновым несущим телом 4, соединенным с профильным фланцем 7, в котором установлена резиновая перегородка 9 и мембрана 1. Полости 6 и 10, заполненные жидкостью, соединяются каналом 8. В перегородке 9 предусмотрено отверстие 2, закрытое язычком 3. При низком давлении жидкости в полости 6 или высоком давлении жидкости в полости 10 язычок 3 открывает отверстие 2.
Конструкция виброизолятора отличается большим ресурсом работы и позволяет избежать пиков давления жидкости в полостях 6 и 10 и возникновение кавитации в них; - упругая опора (заявка ФРГ) (рис. 1.11), амортизирующая ударные нагрузки, служит для подвески элементов на несущих конструкциях, в частности для подвески автомобильных двигателей, кабин грузовиков и др. Опора имеет два анкера, первый из которых закреплен на несущей конструкции, а второй - на подвешиваемом элементе. Оба анкера 1,3 соединяются эластомерным элементом 2. На первом анкере 1 расположена эластичная мембрана 5, которая вместе с эластомерным элементом 2 образует закрытую полую камеру, заполненную вязкой жидкостью. Внутри полой камеры предусмотрена перегородка 8, которая делит полую камеру на две камеры 6,7 переменного объема. В перегородке предусмотрено отверстие для прохода вязкой жидкости из одной камеры в другую, при смещении или изменении относительного положения между первым и вторым анкерами 1,3.
Эластичная мембрана 5 своей поверхностью, обращенной к закрытой полой камере, заполненной жидкостью, образует третью камеру 11 переменного объема. Эта камера заполнена сжатым газом и воспринимает, по меньшей мере, часть массы подвешиваемого элемента. В опоре предусмотрены клапанные устройства 17, 18, 26, посредством которых регулируется общее сечение проходного ка 33 нала, соединяющего обе камеры 6,7 между собой при относительных перемещениях обоих анкеров 1,3 с низкой частотой и с большой амплитудой.
Представленные выше гидроопоры СА конструктивно выглядят следующим образом. В них имеется корпус (обычно металлический), резиновый (эла-стомерный) несущий элемент, воспринимающий нагрузку (растяжение, сжатие, сдвиг), внутренняя полость снабжена мембраной и перегородкой, разделяющие ее на камеры 2 и 3 в зависимости от типа опоры, гидравлическая или гидропневматическая соответственно. Перегородка имеет дросселирующие отверстия, через которые перетекает жидкость, при этом расходуется часть колебательной энергии.
Все рассмотренные опоры, в качестве несущего элемента, воспринимающего основную ударную нагрузку, используют мембрану, выполненную из резины. Она герметично соединяет элемент крепления СА с корпусом опоры. В процессе работы опоры мембрана исполняет роль демпфера, преобразовывая часть энергии колебаний в тепло за счет внутреннего трения при деформации.
Недостатком таких конструкций является то, что в процессе эксплуатации опоры происходит сильное выделение тепла, а при нагревании вулканизированной резины изменяются ее механические и физические свойства, как следствие снижается ее усталостная прочность. Эта проблема усугубляется воздействием на резину динамическими нагрузками [51], что приводит к ускорению процесса ее старения. Помимо температуры, динамических нагрузок несущий элемент находится в статически нагруженном состоянии, под действием усилия от массы СА. При длительном статическом нагружении постоянным усилием (даже значительно меньшим мгновенно разрушающим усилием) резиновая деталь все же разорвется. Эта статическая усталость проявляется как в массе резины, так и в тонком слое, соединяющем резиновую мембрану с металлической арматурой. Наиболее вероятной причиной разрушения при статической усталости является наличие в материале беспорядочно расположенных относительно слабых мест и надрывов, вызывающих концентрацию напряжений или значительные местные отклонения в свойствах материалов [51]. В ходе эксплуатации опоры на мембрану воздействует циклическая знакопеременная нагрузка, в результате наступает динамическая усталость резины, при этом разрушение происходит по всему объему детали. Проанализированные физические и химические процессы, возникающие в резиновом несущем элементе, при эксплуатации гидроопор неблагоприятно влияют на рабочие динамические характеристики подвески СА.
Еще одним значительным недостатком созданных на сегодняшний день гидроопор является, то, что их конструкция разрабатывалась по заданным характеристикам конкретного двигателя (масса, координаты центра масс, моменты инерции относительно главных осей, собственная частота колебаний). Таким образом, применение их в подвеске другим СА становится нецелесообразным в виду их неэффективности.
Методика проведения испытаний адаптивной опоры и анализ результатов
Амплитуда возмущающей силы назначается с учетом накопленного опыта за время проведения большого количества экспериментальных работ по изучению плавности хода автомобиля [48, 57, 60, 77, 78], она примерно соответствует перемещениям СА на различных режимах его работы при движении автомобиля (автобуса). Обычно для проведения испытаний опор в стендовых условиях эту величину принимают равной ±0,1 мм, ±0,5 мм, ±1 мм, ±3 мм, ±5мм, также необходимо принять во внимание и учесть возможности испытательного оборудования.
На шестом этапе проводятся испытания адаптивной опоры при уже определенной амплитуде перемещения штока опоры, с записью на магнитограф значений ее динамических характеристик Fp0 = f[coe;h) на каждой частоте в определенном частотном диапазоне, соответствующему частотному спектру работы конкретного СА.
Здесь следует заметить, что чем чаще будет выборка частот, на которых были проведены замеры, тем точнее получится результат анализа, что будет способствовать наиболее адекватной оценке динамических характеристик адаптивной опоры.
Во время проведения натурных испытаний адаптивной опоры необходимо определить оптимальное количество дросселирующих отверстий в переборке и оценить их вклад в процесс диссипации колебательной энергии. Для этого необходимо произвести анализ полученной информации с магнитографа при одних и тех же условиях, опор с разным количеством и разными геометрическими параметрами дросселирующих отверстий (каналов).
Другим вариантом проверки правильности выбора количества и геометрии отверстий может быть замер мгновенного перепада давления жидкости в рабочих камерах А и В опоры (см. рис.2.1). Анализ этих данных по формулам (39, 43) также позволит экспериментально оценить эффективность демпфирования опор с различным количеством дросселирующих отверстий в переборке.
На седьмом этапе по полученным экспериментальным данным графоаналитическим методом определяется площадь петли динамического гистерезиса и вычисляется по формуле (3) угол сдвига фаз между напряжением на штоке опоры и его перемещением (угол потерь). Строятся графические характеристики, выражающиеся зависимостью угла потерь от частоты колебания и амплитуды перемещения штока адаптивной опоры.
На восьмом заключительном этапе анализируются полученные графические зависимости коэффициента эффективного демпфирования. Дается оценка каждому варианту опытного образца.
При проведении экспериментального исследования разработанной адаптивной опоры графическое построение зависимостей статической характеристики проводились с помощью двухкоординатного самописца PDA-1. Цифровой сигнал усилия на штоке опоры, его перемещение и частота возмущения регистрировались посредством датчика усилия РСК-100, сервоклапанов управления гидроцилиндром вибростенда EDIZ6-1 и записывались на магнитную ленту магнитографа. По окончании испытаний записанная информация считывалась на ПК, где после фильтрации помех ПО «WIN POS» преобразовывалась в удобные для анализа графики (приложение В). Впоследствии, согласно разработанной выше методике, поводился анализ и построение графических зависимостей.
Одной из целей исследования, поставленной в настоящей работе, является разработка конструкции опоры СА, удовлетворяющей противоречивым тре 80 бованиям, описанным в главе 1 (высокая жесткость и сильное демпфирование в низкочастотном диапазоне от 5 до 30 Гц, малая жесткость, слабое демпфирование в высокочастотном диапазоне от 30 до 200 Гц). Для решения поставленной задачи предполагалось спроектировать опору, в которой отсутствует несущий резиновый элемент, что даст снижение статической и, как следствие, динамической жесткости.
Следуя разработанной методике испытаний, было проведено исследование статической жесткости диафрагмы адаптивной опоры. График статической жесткости диафрагмы адаптивной опоры представлен на рисунке 3.4. Из полученного графика видно, что диафрагма разработанной опоры при деформации имеет значительные гистерезисные потери (большая площадь петли) и очень малую жесткость, которая составляет 41,5 Н/мм. Следовательно, в высокочастотном спектре колебаний от 30 до 200 Гц, когда демпфирование посредством жидкости ввиду ее инерционности и малой амплитуды перемещения штока адаптивной опоры будет малоэффективным, диафрагма будет выполнять функции основного демпфера колебаний.
Анализируя графики статической жесткости (рис.3.5), полученные при различном давлении сжатого воздуха в газовой камере, можно заметить, что все петли, отражающие гистерезисные потери энергии на участке рабочего хода штока опоры, с учетом погрешности измерительных приборов имеют одинаковую форму и площадь, независимо от давления воздуха и усилия на штоке. Характеристики статической жесткости адаптивной опоры при различной нагрузке на шток и соответствующего ее давления воздуха в газовой камее опоры: 1 - при давлении в газовой камере 0.2 МПа; 2 - при давлении в газовой камере 0.3 МПа; 3 - при давлении в газовой камере 0.4 МПа; 4 - при давлении в газовой камере 0.5 МПа Следовательно, можно сделать заключение о том, что площадь петли гистерезиса зависит только от количества и геометрических параметров дроссели 82 рующих отверстий (каналов) в совокупности с энергопоглощающими свойствами диафрагмы, которые так же зависят от ее конструкции. Сама же статическая жесткость опоры зависит от первоначально установленного давления сжатого воздуха в газовой камере.
Таким образом, конструкция разработанной опоры позволяет за счет настройки пружины обратного клапана изменять свою жесткостную характеристику и переносить уже достигнутые результаты с точки зрения эффективности демпфирования колебаний на подвески СА различной массы и конструктивного исполнения.
Сравнительный анализ натяжения диафрагмы адаптивной гидроопоры
Прирост капитала от инвестиций определяется как разность суммарного дисконтированного денежного потока и дисконтированной суммы инвестиций. Эта величина называется чистой текущей стоимостью (ЧТС) и показывает интегральный эффект от реализации проекта, которая должна быть больше нуля, в противном случае произойдет "эрозия" капитала потребителя. ЧТС рассчитывается по формуле ЧТС= їддпп- ді где Тсл — период реализации проекта, лет; ДДПП - дисконтированный денежный поток; ДІ — инвестиции п-ного года; п - порядковый номер года. ЧТС представляет собой разницу суммы дисконтированного денежного потока и дисконтированной суммы инвестиций, если они проведены в разные периоды, т.е. сопоставляются чистые денежные поступления, приведенные к нулевому периоду с величиной инвестиций. При проведении сравнительного анализа технико-экономической эффективности альтернативных моделей наиболее эффективной является та модель, у которой значение ЧТС наибольшее и, наоборот. ЧТС отражает прогнозную оценку роста экономического потенциала предприятия в случае принятия рассматриваемого проекта. ЧТС разных проектов может быть суммирована, что позволяет использовать его при анализе оптимальности инвестиционного портфеля.
На практике иногда невозможно определить выручку от эксплуатации новой техники. Например, как оценить экономическую эффективность грузовых автомобилей, применяемых в технологической цепи собственного производства? Практически все хозяйствующие субъекты используют в своей деятельности легковые автомобили, затраты по которым относят на себестоимость продукции предприятия. Выручку от их использования рассчитать невозможно. При затруднениях расчета явной выгоды от использования новой техники она может быть оценена по критерию дисконтированные чистые расходы (ДЧР), определяемые по формуле [95]: ДЧР= ДТР(+ІДІС, где ДТР{ - дисконтированные текущие расходы t-oro периода.
В составе ДТР( учитываются эксплуатационные текущие затраты, которые напрямую определяются качеством изделия. Этот критерий по сути есть сумма единовременных и текущих затрат за срок службы автомобиля, приведенный к начальному периоду инвестиций. При помощи критерия ДЧР можно оценить конкурентоспособность как инвестиционных, так и потребительских товаров. ДЧР конкурентных моделей должны быть рассчитаны на один и тот же объем работ. Как правило, объемы работ разных автомобилей различны, поэтому для приведения ДЧР разных моделей к сопоставимому виду определяют удельные ДЧР (УДЧР). Для этого суммарное значение ДЧР надо делить на суммарную производительность: YWn п=0 ДЧР как критериальный показатель сравниваемых моделей предпочтительнее ЧТС, т.к. прогнозировать будущие доходы гораздо сложнее, чем расходы. Рентабельность инвестиций определяется по формуле т ел РІ показывают суммарный дисконтированный денежный поток на рубль дисконтированных инвестиций. Инвестиции рентабельны, если Р1 1. Это условие автоматически выполняется, когда ЧТОО. Условие Р1 1 одновременно показывает, что затраты по данному проекту окупаются, а значение РІ равно кратности окупаемости за рассматриваемый период. Естественно, при сравнительном анализе наиболее предпочтителен вариант с наибольшей рентабельностью.
Потребителя интересует вопрос не только окупаемости, но и прибыльность вложений, которую характеризует внутренний коэффициент окупаемости (ВКО) проекта. ВКО - это величина ставки дисконтирования, соответствующая нулевому значению ЧТС.
Величина ВКО определяется из уравнения (r2_rl) ВКО = гх + чтсх (чтс1 + чтс2)} где л - ставка дисконтирования, при которой соответствующая ЧТС 0; Гу - ставка дисконтирования, при которой соответствующая ЧТС2 0.
По величине ВКО можно судить о возможности возврата кредита, сравнивать прибыльность вложений с альтернативными инвестициями. ВКО показывает максимально допустимую величину ставки дисконтирования. Для инвестиций необходимо выполнение условия ВКО "СК" (стоимость капитала для предприятия).
Окупаемость проекта может определяться двояко: по чистому денежному потоку без учета фактора времени (Р - окупаемость) и по дисконтированному денежному потоку (ТО - текущая окупаемость). Для расчета окупаемости денежный поток суммируют до тех пор, пока сумма не превысит величину инвестиций. Год, в котором происходит это превышение, и есть срок окупаемости инвестиций. Потребитель полученное значение срока окупаемости сравнивает с альтернативными инвестициями и принимает решение о приобретении автомобиля. Если он инвестиции осуществил за счет кредита, то срок окупаемости не должен превышать срок возврата кредита, в случае его возврата только за счет прибыли от эксплуатации автомобиля.
Окупаемость по чистому денежному потоку не учитывает временной стоимости денег. Этот показатель позволяет узнать, пренебрегая влиянием дисконтирования, сколько потребуется времени для того, чтобы инвестиции принесли столько чистых денежных средств, сколько пришлось потратить единовременно. Если для компании важен срок окупаемости, то этот показатель можно использовать как "барьер". Если срок окупаемости проекта больше, чем "барьерный", то проект отвергается. Окупаемость игнорирует денежный поток после возмещения первоначальных расходов. Метод дает большой вес денежным потокам, генерируемым в первые годы.
Окупаемость инвестиций может быть определена в текущих стоимостях, т.е. используя дисконтированный денежный поток (ДДП). Окупаемость, рассчитанная по ДДП, называется текущей окупаемостью (ТО-окупаемость). В данном случае учитываются временной фактор и "барьерная ставка". Естественно, текущая окупаемость больше, чем окупаемость, рассчитанная по чистым текущим стоимостям. ТО можно рассчитать по формуле TO = m + I Sm у т+\ где Sm — сумма денежного потока за m лет, при котором выполняется условие Р , - денежный поток в (т+1) - ом году. Коэффициент экономической эффективности определяется делением среднего годового денежного потока на среднюю величину инвестиций. Коэффициент экономической эффективности вычисляется по формуле КЭ1- ч%п 0.5-(/-ОС) где ЧДП - чистый денежный поток. Определяется как отношение суммы денежных потоков к числу лет эксплуатации инвестиций. Экономический эффект, получаемый государством, может быть оценен суммарной величиной налогов, которые получают бюджетные или внебюджетные фонды государства от эксплуатации инвестиций. Для приведения к началу инвестиций и для возможности сравнения разносрочных инвестиций денежный налоговый поток необходимо дисконтировать по ставке рефинансирования Центрального Банка. Ставка рефинансирования и есть ориентир ценности государственных денежных средств. Бюджетный (государственный) эффект рассчитывается по формуле где Нп — налоги, выплачиваемые в n-ом году, связанных с инвестициями.
В настоящее время «КАМАЗ» производит грузовые автомобили разных классов: малый автомобиль КАМАЗ-4307, средний КАМАЗ-4308 и тяжелый КАМАЗ-6520. Как уже отмечалось выше, все они имеют СА различных типов значительно отличающихся по массе. В связи с этим каждый конкретный СА должен иметь свою подвеску. Автомобили малого, среднего класса появились сравнительно недавно, и подвеска их двигателей была сконструирована с использованием имеющихся серийных резиновых подушек, применявшихся в подвеске СА тяжелых автомобилей. Следствием этого явился повышенный уровень вибрации и шума.
Решением этой проблемы может стать применение в подвеске СА этих машин адаптивных гидропневматических опор. Они способны настраиваться под различные СА и обладают хорошими виброизолирующими свойствами. Единичное производство адаптивной опоры ввиду имеющихся в ее конструкции более сложных в изготовлении деталей потребует больших затрат, чем производство резинометаллических. В условиях серийного производства с учетом того, что при производстве адаптивной опоры не требуется переналадка оборудования, в отличие от резинометаллических для каждой подвески, она оказывается дешевле.
